Привод ленточного конвейера

Курсовая работа на тему: «Привод ленточного конвейера»

• 1. Кинематическая схема. Исходные данные
• 2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
• 3. Расчет зубчатых колес редуктора
• 3.1 Выбор материала и термической обработки
• 3.2 Определение допускаемых напряжений
• 3.3 Расчет зубчатой передачи
• 3.4 Расчет сил в зацеплении
• 3.5 Проверочный расчет передачи
• 3.5.1 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
• 3.5.2 Проверка зубьев по контактным напряжениям
• 4. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников
• 4.1 Определение диаметров валов
• 4.2 Выбор подшипников
• 5. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса
• 6. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора
• 7. Проверка долговечности подшипников
• 7.1 Определение расстояний между линиями действия сил в зацеплении и реакций опор
• 7.2 Определение реакций опор
• 7.2 Определение суммарных реакций
• 7.4 Определение долговечности подшипников
• 8. Проверка прочности шпоночных соединений
• 9. Выбор муфт
• 10. Выбор посадок основных соединений
• Список использованной литературы

1. Кинематическая схема. Исходные данные

Привод ленточного конвейера

1 — двигатель; 2 — клиноременная передача; 3 — цилиндрический редуктор; 4 — муфта зубчатая; 5 — барабан; 6 — опоры барабана.

Исходные данные:

2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Потребляемая мощность (Вт) привода (мощность на выходе):

Общий КПД привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

Частота вращения приводного вала:

Общее передаточное число привода:

Частота вращения вала электродвигателя:

Полученное значение должно находиться в интервале:

Выбираем электродвигатель:

Двигатель АИР 112МВ6/950

Р=4,0кВт

nэд=950об/мин

Фактическое передаточное отношение:

Т.к используется одноступенчатый косозубый редуктор, то

Uред = Uцил = 4

Уточняем передаточное число ременной передачи:

Частота вращения ведущего вала редуктора:

Частота вращения ведомого вала:

Угловая скорость ведущего и ведомого валов:

Вращательный момент на приводном валу барабана ленточного конвейера:

Вращательный момент на ведомом валу редуктора:

Вращательный момент на ведeotv валу редуктора:

Результаты кинематического расчета привода

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор материала и термической обработки

Для шестерни и для колеса выбираем сталь 40Х, термообработку — улучшение и закалка ТВЧ. Соотношение единиц твердости по Роквеллу (HRC) и единиц твердости по Бринеллю (HB): шестерни — HRC₁53 (HB₁522), колеса — HRC₂48 (HB₂460).

3.2 Определение допускаемых напряжений

Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев:

HB_ср = 0,5(HB₁+HB₂) = 0.5(522+460) = 491

HRC_ср = 0,5(HRC₁+HRC₂) = 0.5(53+48) = 50,5

Базовые числа циклов нагружений:

— при расчете на контактную прочность:

— при расчете на изгиб:

Время работы передачи в часах L_h:

где L_г — Срок службы привода, лет;

К_год — коэффициент годового использования;

К_сут — коэффициент суточного использования;

Действительные числа циклов перемены напряжений:

— для шестерни:

— для колеса:

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

— для шестерни:

По условию принимаем Z_N1 = 1;

— для колеса:

Принимаем Z_N2 = 1

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб

— для шестерни:

Учитывая, что, при условии, принимаем Y_N1=1; где Y_Nmax = 2.5 и q = 9 для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев;

— для колеса:

принимаем Y_N2 = 1.

Предел контактной выносливости зубьев:

Выбираем предел выносливости зубьев при изгибе: 1]

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

Допускаемое рабочее контактное напряжение для косозубых колес:

3.3 Расчет зубчатой передачи

Межосевое расстояние:

где К_а= 4300 (для косозубых колес) — коэффициент межосевого расстояния; К_HB — коэффициент концентрации нагрузки, принимают в зависимости от коэффициента. Так как ширина колеса b₂ и диаметр шестерни d₁ еще не определены, то, где принимают в зависимости от положения колес относительно опор: при несимметричном расположении, принимаем значение из стандартного ряда, равный 0,315.

Межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного. Принимаем а_w = 112 мм.

Предварительные основные размеры:

— делительный диаметр колеса:

— ширина колеса:

Модуль передачи:

где K_m — коэффициент, учитывающий вид колес (для косозубых колес K_m=5.8), вместо в расчетную формулу подставляют меньшее из значений .

Значение модуля передачи округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел. Принимаем m=2,5.

Угол наклона и суммарное число зубькв.

Минимальный угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Принимаем Z_сум = 86

Действительное значение угла

:

Число зубьев шестерни и колеса.

— Шестерни:

— Колеса:

Диаметры колес.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

Диаметры окружностей вершин зубьев.

— Шестерни:

— Колеса:

Диаметры впадин зубьев.

— Шестерни:

— Колеса:

Ширина шестерни:

Окружная скорость колес:

Принимаем при такой скорости степень точности 9.

3.4 Расчет сил в зацеплении

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

3.5 Проверочный расчет передачи

3.5.1 Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

— Колеса:

Где К_Fa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимается в зависимости от класса точности. Так как класс точности 8, то К_Fa = 1.0;

Y_B — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

K_FB — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; Принимается в зависимости от значения. K_FB = 1.14

K_FV — Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Принимают для косозубых колес при твердости зубьев > HB350 K_FV = 1.1

Y_F2 — коэффициент формы зуба, принимают в зависимости от приведенного числа зубьев

. Y_F2 = 3.61;

Условие прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба выполнено.

— Шестерни:

Где Y_F1 — коэффициент формы зуба. Принимаем, при

Y_F1 = 4.14

Условие прочности зубьев шестерни по напряжениям изгиба выполнено.

3.5.2 Проверка зубьев по контактным напряжениям

Колеса:

Где K_Ha — коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Ha = 1.1;

К_HB — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Принимают в зависимости от K_HB = 1.07;

K_HV — коэффициент динамической нагрузки. Принимают для косозубых колес при твердости зубьев > HB350 K_HV = 1.05

Условие прочности зубьев по контактным напряжениям выполнено.

4. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников

4.1 Определение диаметров валов

— Диаметр ведущего вала:

где — допускаемое напряжение кручения; = 15.

Принимаем стандартный значение d_в1 = 32 мм

— Диаметр ведомого вала:

Принимаем стандартный d_в2 = 40 мм

4.2 Выбор подшипников

Посадочные диаметры под подшипники ведущего и ведомого валов:

Принимаем стандартные значения диаметров: d_П1 = 38 мм и d_П2 = 40 мм.

Посадочный диаметр под зубчатое колесо:

Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники:

Основные параметры выбранных подшипников

5. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса

Высоту t заплечника при цилиндрической форме конца вала, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса на промежуточном валу принимают в зависимости от диаметра выходного конца вала d_В (мм).

Для ведущего вала (d_В = 32мм):

t = 2.5, r = 2.5, f = 1.2

Диаметр буртика под подшипник:

Принимаем d_В1 = 47

Для ведомого вала (d_В2 = 40мм):

t = 2.5, r = 2.5, f = 1.2

Посадочный диаметр под колесо:

Диаметр буртика под подшипник:

Принимаем d_Б2 = 53

Зазор «а» между поверхностью вращающихся деталей редуктора и его внутренними поверхностями стенок:

Где Lp — расстояние между внешними поверхностями деталей передач определяем по формуле:

Принимаем а=10мм и x₁ = а = 10 мм

Расстояние между торцами подшипников вала-шестерни:

Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием и подшипник: где В₂ — ширина подшипника ведомого вала; h₂ — высота крышки с уплотнением подшипника ведомого вала; l — длина участка вала, выступающая за внешнюю плоскость крышки подшипника;

l = (0,6…0,8)а;

l = 8 мм

Длину выходного конца вала-шестерни под шкив ременной передачи выбираем по диаметру d_В1 = 32 мм

Принимаем l_М1 = 58 мм

Длина выходного конца ведомого вала под полумуфту: l_М2 = 82 мм

Длина шпоночного паза на выходном участке вала-шестерни: l_шп1 = l_М1 — 10 = 48 мм

Длина шпоночного паза на выходном конце ведомого вала: l_шп2 = l_М2 — 10 = 72 мм

Диаметр ступицы колеса: d_ст = (1,5…1,6)d_К2 = (1,5…1,6)50 = (75…80)

Принимаем d_ст = 78 мм

Длина ступицы колеса принимаем равной ширине колеса: l_ст = b₂ = 36 мм

Толщина обода:

Принимаем S = 8 мм

Толщина диска зубчатого колеса:

С = (0,3…0,4)b₂ = (0,3…0,4)36 = (10,8…14,4)мм

Принимаем С = 12 мм

Длина посадочной поверхности под зубчатое колесо на ведомом валу:

l_К2 = l_ст — 2 = 34 мм

6. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора:

Принимаем = 6 мм

Диаметр винтов крепления крышки редуктора к основанию корпуса:

Принимаем d_ВК = 10 мм, т. е. с резьбой М10

Диаметр винтов крепления редуктора к фундаменту:

Принимаем d_ф = 12 мм, т. е. с резьбой М12

Длина фланца корпуса редуктора:

Ширина фланца корпуса редуктора:

Принимаем К_ф = 13 мм

Расстояние между дном корпуса редуктора и нижней точкой поверхности колеса:

7. Проверка долговечности подшипников

Подшипник считают годным, если выполняется условие:

Где L_hП — долговечность подшипников в часах;

L_h — срок службы (в часах) всего редуктора.

7.1 Определение расстояний между линиями действия сил в зацеплении и реакций опор

Схема действия сил и моментов в цилиндрической косозубой передачи приведена на рис. 7.1, расчетные схемы ведущего и ведомого валов приведены на рис. 7.2.

Рис. 7.1. Схема действия сил и моментов в цилиндрической косозубой передаче

Рис. 7.2. Расчетные схемы ведущего и ведомого валов

При установке радиальных подшипников, расстояние l_i (рис. 7.2.) от плоскости приложения сил в зацеплении до точки приложения радиальной реакции в опоре определяют по формуле:

— на ведущем валу

— на ведомом валу

7.2 Определение реакций опор

Быстроходный вал

Реакции в опорах 1 и 2 от сил, действующих в зубчатом зацеплении (рис. 7.2), определяем и з уравнения равновесия моментов.

В плоскости YOZ:

Проверка:

В плоскости XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 1 и 2 определяем по теореме Пифагора (рис. 7.4):

Тихоходный вал

Плоскость YOZ:

Проверка:

Плоскость XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 3 и 4:

7.2 Определение суммарных реакций

Считается (ГОСТ 16 162−85), что радиальная консольная нагрузка приложена к середине посадочной части выходного конца вала (рис. 7.3).

Рис. 7.3. Схема к определению реакций, возникающих в опорах ведущего вала от консольной силы F_M1.

С целью упрощения определения допустимой консольной нагрузки для ведущего вала, воспользуемся зависимостью, регламентируемой ГОСТ 16 162–85:

Реакции опор 1 и 2 от консольной нагрузки F_M1:

На выходной конец ведомого вала со стороны зубчатой муфты действует изгибающий момент:

Реакции опор 3 и 4 от момента М_3 М²:

Направления плоскостей действия консольных нагрузок и изгибающего момента не определены, соответственно не определены и направления реакций опор от этих нагрузок. Поэтому при расчетах принимают, что эти реакции совпадают по направлению с результирующими реакциями опор от действия сил в зубчатом зацеплении.

Поэтому суммарную реакцию каждой опоры, соответствующую наиболее опасному случаю нагружения, находят арифметическим суммированием результирующих реакций от сил в зацеплении (R₁ и R₂) и реакций от силы F_M1 (R_M1 и R_M2 соответственно, рис. 7.4).

Рис. 7.4. Схемы к определению полных реакций в каждой опоре ведущего вала

Суммарные реакции опор ведущего вала:

Аналогичным образом определяем суммарные реакции опор ведомого вала:

7.4 Определение долговечности подшипников

Расчетная долговечность L подшипника определяется по формуле (млн.об):

где C — динамическая грузоподъемность подшипника; P — эквивалентная нагрузка; p — показатель степени: для шарикоподшипников p = 3.

Расчетная долговечность подшипника L_hП в часах:

Подшипник пригоден, если выполняется условие:. Если это условие не выполняется, то необходимо увеличить либо размер, либо серию подшипника.

Аналогичным образом проверяют долговечность подшипников ведомого вала.

Расчет подшипников выполняется по наиболее нагруженной опоре.

Ведущий вал

Ранее были определены необходимые расчетные параметры.

— Наиболее нагруженная опора 2.

— Внешняя осевая сила: R_a = F_a1 = 1198.84H

— Радиальная нагрузка: R_r = = 3749H

Определяем отношение:

Этому отношению соответствует е = 0,25

Так как вращается внутреннее кольцо подшипника, то V = 1. Определяем отношение:

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

где X — коэффициент радиальной нагрузки; V — коэффициент вращения; Y — коэффициент осевой нагрузки; К_Б — коэффициент динамической нагрузки; К_Т — температурный коэффициент.

Принимаем:

X = 0.56; V = 1; Y = 1,75; К_Б = 1,4; К_Т = 1.

Долговечность в млн.об.:

Долговечность в часах:, что меньше срока службы всего редуктора L_Р = 31 536ч.

Проверяем другой, большего размера подшипник шариковый 309, с динамической грузоподъемностью С = 52,7кН; и статической С₀ = 30,0кН.

Определяем отношение:

Этому отношению соответствует е = 0,24

Определяем отношение:

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Принимаем:

X = 0.56; V = 1; Y = 1,5; К_Б = 1,4; К_Т = 1.

Долговечность в млн.об.:

Долговечность в часах:

что больше срока службы всего редуктора L_Р = 31 536ч.

То есть подшипник 309 пригоден для ведущего вала.

Ведомый вал

— Наиболее нагруженная опора 4.

— Внешняя осевая сила: R_a = F_a2 = 1198.84H

— Радиальная нагрузка: R_r = = 3528,42H

Определяем отношение:

Этому отношению соответствует е = 0,24

Определяем отношение:

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Принимаем:

Долговечность в млн.об.:

Долговечность в часах:

что больше срока службы всего редуктора L_Р = 31 536ч.

Подшипник пригоден.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Размеры сечений шпонок и длины шпонок, размеры шпоночных пазов (Рис. 8.1) выбирают по ГОСТ 23 360–78.

Напряжения смятия и условие прочности определяют по формуле:

где Т — вращающий момент на соответствующем валу, Н/мм²; d — диаметр вала, мм; h — высота шпонки, мм; t₁ — глубина врезания шпонки в паз вала, мм; l — длина шпонки, мм; b — ширина шпонки, мм.

При стальной ступице допускаемые напряжения смятия принимают в интервале .

Рис. 8.1 Шпоночные соединения с призматическими шпонками

— Напряжение смятия шпоночного соединения «быстроходный вал — ведущий шкив»:

Условие прочности выполнено.

— Напряжение смятия шпоночного соединения «тихоходный вал — зубчатая муфта»:

Условие прочности выполнено.

9. Выбор муфт

привод ленточный конвейер зубчатый редуктор

На выходном конце ведомого вала устанавливают муфту зубчатую (ГОСТ 5006−83), рис. 9.1

Рис. 9.1 Муфта зубчатая

Основные параметры муфты зубчатой:

d = 40 мм

l = 82 мм

L = 174 мм

D = 145 мм

10. Выбор посадок основных соединений

Поле допуска вала под внутренним кольцом подшипника — k6.

Поле допуска вала под резиновыми манжетами — h11.

Поле допуска корпуса редуктора под внешним кольцом подшипника — H7.

Посадка крышка подшипника — корпус редуктора — H7/h8.

Посадка зубчатое колесо — вал — H7/s6.

Посадка боковая поверхность шпонки — вал — P9/h9.

1. Методические указания по дисциплине Детали машин: Магнитогорск, 2003

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование, 3-е изд. М.: Машиностроение, 2002

3. Шейнблит А. Е Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991