Проектирование ленточного конвейера
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов. Определение сил в зацеплении закрытых передач В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба. Угол зацепления принят… Читать ещё >
Проектирование ленточного конвейера (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Министерство сельского хозяйства Российской Федерации Казанский государственный аграрный университет Кафедра «Общеинженерные дисциплины»
ТЕКСТОВЫЕ ДОКУМЕНТЫ
к курсовому проекту по деталям машин и основам конструирования
Тема: Проектирование ленточного конвейера
Разработал: студент 292 группы Яфизов М.Р.
Руководитель проекта: Мудров А.Г.
КАЗАНЬ
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ Спроектировать привод люлечного элеватора с одноступенчатым горизонтальным цилиндрическим косозубым редуктором.
Полезная сила, передаваемая цепью элеватора:
Скорость цепи:
Число зубьев приводной звездочки:
Шаг цепи:
Материал зубчатых колес: 45У.
Долговечность привода: 10 000ч.
Схема привода приведены на рисунке 1.
Рисунок 1-Схема привода Необходимо разработать:
1. Сборочный чертеж редуктора.
2. Чертеж общего вида привода.
3. Рабочие чертежи:
· корпуса редуктора;
· вала выходного;
· колеса зубчатого;
· рамы сварной.
1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ленточный конвейер Полезная сила, передаваемая цепью элеватора:
Скорость цепи:
Число зубьев приводной звездочки:
Шаг цепи:
Материал зубчатых колес: 45У.
Долговечность привода: 10 000ч.
Схема привода приведены на рисунке 1.
1.1 Определение мощности и выбор электродвигателя
(1.1)
где Fполезная сила передаваемая цепью элеватора, Н где V — скорость цепи, м/с Мощность электродвигателя определяется по формуле:
(1.2)
Общий КПД привода определяется по известной формуле:
(1.3)
где — КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1, ();
— КПД пары цилиндрических зубчатых колес 2, ();
— КПД опоры подшипников 1, ();
— КПД опоры подшипников 2, ();
— КПД муфты, (=0,99);
— КПД открытой цепной передачи, ().
.
По расчетной мощности принимается электродвигатель, А 02 — 22 — 4.
Мощность электродвигателя: Nдв
Синхронная частота вращения: .
Номинальная частота вращения: .
1.2 Определение частоты вращения рабочих органов:
Диаметр приводного барабана определяется по формуле:
(1.4)
где t — шаг цепи, мм;
z — число зубьев малой звездочки.
;
Частота вращения рабочих органов определяется по формуле:
(1.5)
где V-скорость цепи, м/с;
D-диаметр приводного барабана, м.
1.3 Определение передаточного отношения выбранных двигателей:
(1.6)
(1.7)
1.4 Определение минимального и максимального передаточного числа заданного привода:
(1.8)
(1.9)
(1.10)
1.5 Разбивка общего передаточного отношения на ступени:
(1.11)
1.6 Подсчет оборотов на валах
(1.12)
(1.13)
(1.14)
1.7 Определение крутящих моментов на валах
(1.15)
(1.16)
(1.17)
(1.18)
2 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные:
Колесо: материал — сталь 45, термообработка — нормализация; .
Шестерня: материал — сталь 45, термообработка — нормализация; .
Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:
(2.1)
где: -предельное значение контактной выносливости;
При НВ<350 ,
— коэффициент долговечности;
— коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали;
Коэффициент долговечности находим по формуле:
;
; (2.2)
; (2.3)
При принимаем значение, коэффициент запаса прочности .
Определяем межосевое расстояние:
; (2.6)
Определяем числа зубьев шестерни и колеса:
(2.7)
(2.8)
Уточняем передаточное число:
(2.9)
(2.10)
Нормальный модуль:
; (2.11)
принимаем среднее значение, соответствующее стандартному: m = 1,75 мм.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
(2.12)
(2.13)
проверка: (2.14)
Диаметры вершин зубьев:
; (2.15)
Уточняем угол наклона зубьев:
(2.16)
Ширина колеса:
. (2.17)
Ширина шестерни:
. (2.15)
Окружная скорость колеса:
(2.16)
.
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.
При данной скорости выбираем
Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
. (2.17)
Проверяем контактные напряжения:
(2.21)
Уточняем контактное напряжение:
(2.22)
3 РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные:
Допускаемые изгибные напряжения:
(3.1)
где — предел выносливости зубьев при изгибе,
— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки,
— коэффициент долговечности для
Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки:
контактные:
(3.2)
изгибные: (3.3)
Число зубьев колеса:
(3.4)
3.1 Расчет модуля и выбор основных параметров передачи.
Расчетный модуль зацепления:
(3.5)
где — коэффициент открытой передачи,
— число зубьев шестерни,
— коэффициент учитывающий форму зуба,
— коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, — коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,
— коэффициент внешней динамической нагрузки.
.
Значение модуля m, учитывая повышенный износ в открытых передачах, рекомендуют принимать в 1,5…2 раза большим расчетного :
(3.6)
В соответствии с ГОСТ 9563–60 выбираем значение модуля:
Диаметры зубчатых колес:
— делительных: ,
(3.7)
(3.8)
— вершин зубьев:
(3.9)
— впадин зубьев:
(3.10)
Межосевое расстояние:
(3.11)
Ширины венцов:
— зубчатого колеса:
(3.12)
— шестерни:
(3.13)
3.1.1 Действительное передаточное число:
(3.14)
3.2 Силы в зацеплении зубчатых колес:
3.2.1 Уточненный крутящий момент на шестерне:
(3.15)
3.2.2 Окружные силы:
(3.16)
(3.17)
3.2.3 Радиальные силы ():
(3.18)
(3.19)
4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ Ведущий вал: Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле:
(4.1)
Примем диаметр вала под подшипниками Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Ведомый вал: Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
по формуле:
(4.2)
Примем диаметр вала под подшипниками Диаметр вала под зубчатым колесом:
Размеры ступиц колес:
(4.3)
Толщина стенки редуктора:
Толщину стенки редуктора принимаем 8 мм.
Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора
5 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба. Угол зацепления принят .
5.2 Определение консольных сил Консольные силы в зацепление цилиндрической косозубой закрытой передачи.
Окружные силы в зацепление шестерни:
(5.1)
Окружные силы в зацепление колеса:
(5.2)
Радиальные силы в зацепление шестерни:
(5.3)
Радиальные силы в зацепление колеса:
(5.4)
Осевые силы в зацепление шестерни:
(5.5)
Осевые силы в зацепление колеса:
(5.6)
— действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач, в градусах:, .
Консольные силы в шестерне открытой передачи на тихоходном валу, Н:
(5.7)
где — вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .
Консольные силы в муфте на быстроходном валу, Н:
(5.8)
где — вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .
6. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА
6.1 Предварительный выбор подшипников Выбираем подшипник для шестерни:
Тип подшипника: радиальный шариковый однорядный легкой серии 204.
Данные подшипника:
Выбираем подшипник для колеса:
Тип подшипника: радиальный шариковый однорядный лёгкой серии 205.
Данные подшипника:
6.2 Определение реакций в опорах подшипников.
Силовые факторы, Н:
на шестерне:
Делительный диаметр шестерни косозубой передачи:
Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала :
; (6.1)
где — ширина подшипника для быстроходного вала, в мм; .
На колесе:
Делительный диаметр колеса косозубой передачи:
Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала :
; (6.2)
где — ширина подшипника для тихоходного вала, в мм; .
Расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника тихоходного вала :
; (6.3)
где — длина 1 — й ступени на тихоходном валу в мм: .
— длина 2 — й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на тихоходном валу в мм: .
— ширина подшипника для тихоходного вала, в мм; .
7.Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов Для тихоходного вала:
Дано: Н;
Н;
Н;
;
;
;
1. Вертикальная плоскость.
а). Определяем опорные реакции, Н:
;
; (7.1)
; (7.2)
;
; (7.3)
; (7.4)
; (7.5)
;
Проверка: ;
; (7.6)
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, :
;
; (7.7)
;
;
; (7.8)
2. Горизонтальная плоскость.
а) Определяем опорные реакции, Н:
;
(7.9)
; (7.10)
;
;
; (7.11)
; (7.12)
;
Проверка: ;
; (7.13)
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, :
(7.14)
; (7.15)
;
; (7.16)
;
3. Строим эпюру крутящих моментов, :
; (7.17)
;
4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
; (7.18)
;
; (7.19)
Для быстроходного вала:
Дано: Н;
Н;
Н;
Н;
;
;
.
1. Вертикальная плоскость.
а). Определяем опорные реакции, Н:
;
; (7.20)
; (7.21)
;
; (7.22)
; (7.23)
;
Проверка: ;
; (7.24)
б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, :
;
;
; (7.25)
;
;
; (7.26)
2. Горизонтальная плоскость.
а). Определяем опорные реакции, Н:
;
; (7.27)
; (7.28)
;
;
; (7.29)
; (7.30)
;
Проверка: ;
; (7.31)
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, :
;
; (7.32)
;
3. Строим эпюру крутящих моментов, :
; (7.33)
.
4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
; (7.34)
;
; (7.35)
8 РАСЧЕТ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ Для вала I подбирается подшипник 204 ГОСТ 8328–75. Эквивалентная нагрузка определяется по формуле из[4] :
(8.1)
где — максимальная радиальная нагрузка на подшипник,();
— коэффициент вращения,(из[4])
— коэффициент безопасности, (из[4])
— температурный коэффициент, (из[4]).
.
Номинальная долговечность (в миллионах оборотов) определяется по формуле из[4]:
(8.2)
где — динамическая грузоподъёмность,();
— коэффициент, учитывающий тип подшипника,().
.
Номинальная долговечность (в часах) определяется по формуле:
(8.3)
где — частота вращения вала, ().
.
Долговечность подшипников выше установленного ресурса, который составляет .
Для вала II подбирается подшипник 205 ГОСТ 8328–75.
Максимальная радиальная нагрузка на подшипник ;
.
Динамическая грузоподъёмность;
.
Частота вращения вала,();
. Долговечность подшипников выше установленного ресурса, который составляет .
9 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК Материал шпонок — сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами на срез и смятие. .
Условия прочности:
(9.1)
(9.2)
Шпонка на быстроходном валу:
Шпонки на тихоходном вале:
Все шпонки удовлетворяют условию прочности на срез и смятие.
10 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ Материал валов — сталь 45 улучшенная, предел прочности — .
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести, определяется по формуле из стр.280:
(10.1)
— коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, определяется по формуле из стр.280:
(10.2)
где — предел выносливости материала при изгибе с симметричным знакопеременном цикле нагружения, определяется по формуле:
(10.3)
.
— эффективный коэффициент концентрации напряжений (из атласа детали машин для всех валов);
— коэффициент поверхностного упрочнения (из атласа детали машин для всех валов);
— коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала, из атласа детали машин для вала I ;
для вала II .
— амплитуда цикла нормальных напряжений, определяется по формуле:
(10.4)
где — момент сопротивления сечения изгибу, определяется по формуле:
(10.5)
для вала I ;
для вала II .
Для вала I ;
для вала II .
— коэффициент характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения, определяется по формуле:
(10.6)
.
— среднее напряжение цикла,().
Для вала I ;
для вала II .
— коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, определяется по формуле из[1] стр.280:
(10.7)
где — предел выносливости материала при кручении с симметричным знакопеременном цикле нагружения, определяется по формуле:
(10.8)
.
— эффективный коэффициент концентрации напряжений (из атласа детали машин);
— коэффициент поверхностного упрочнения (из атласа детали машин);
— коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала, из атласа детали машин:
для вала I ;
для вала II .
— амплитуда цикла касательных напряжений, определяется по формуле из[1] стр.280:
(10.9)
Для вала I ;
для вала II .
— коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения, определяется по формуле:
(10.10)
.
— среднее напряжение цикла,().
Для вала I ;
для вала II .
Для вала I ;
для вала II .
Общий коэффициент запаса прочности выше минимально допустимого .
11 СМАЗКА РЕДУКТОРА В редукторе применена картерная система смазки, то есть масло заливается непосредственно в корпус редуктора. При картерной смазке колёса редуктора смазываются разбрызгиваемым маслом. Так как окружная скорость колёс менее
3 м/с то для смазывания подшипников используется пластичная смазка. Пластичной смазкой на 1/3 заполняется пространство внутри подшипникового узла. Данное пространство отделяется от внутренней полости корпуса мазеудерживающим кольцом.
В качестве жидкой смазки используется индустриальное масло И-30А ГОСТ 20 799–95. В качестве пластичной смазки используется Литол-24
ГОСТ 21 150–87
Для замены масла в корпусе редуктора предусмотрено специальное отверстие, закрываемое пробкой.
Для контроля уровня масла предусмотрен жезловой маслоуказатель.
12 ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Маслоудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80−100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование, М.: Издательство Машиностроение, 2002;535c.
2. Иванов М. Н. Детали машин. — М.:Высшая школа, 2002
3. Кудрявцев В. Н. Детали машин. — Л.: Машиностроение, 1980
4. Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1989
5. Проектирование механических передач. — М.: Машиностроение, 1984
6. Чернавский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М., Ицкович Г. М., Козинцов В.П.
Курсовое проектирование деталей машин М.: Издательство Машиностроение, 1988.-416с.