Проектирование привода к ленточному конвейеру

КУРСОВАЯ РАБОТА.

Проектирование привода к ленточному конвейеру.

Значение курса «Детали машин» среди других машиностроительных дисциплин определяется словами: нельзя построить ни одну машину, не умея сконструировать, рассчитать и изготовить ее детали. Все существующие машины, начиная от простейшего домкрата и кончая ядерным реактором и космическим кораблем, собираются из отдельных конструктивных узлов, которые в свою очередь состоят из большего или меньшего числа различных деталей, представляющих собою первичные элементы, образующие в сборе машину, прибор или сооружение.

Задачей курса «Детали машин» является изучение методов расчета и конструирования приводов ленточных и цепных конвейеров. На первый взгляд, эта задача может показаться непомерно трудной, так как номенклатура современных машин очень велика, а количество составляющих их деталей, по существу, безгранично. Решение этой задачи упрощается тем, что могут быть предварительно сформулированы некоторые общие положения конструирования и расчета, применимые для всех деталей, а при рассмотрении их частных разновидностей использован обычный в науке прием классификации изучаемых предметов или явлений.

Классификацию деталей машин можно провести по различным признакам, например по виду материала, из которого они изготовлены, по форме (валы, втулки, диски и т. п.), определяющей однотипные способы обработки деталей (подобная классификация используется технологами), или по другим характеристикам.

С точки зрения конструктора наиболее удобно классифицировать все машинные детали по эксплуатационному признаку — по их назначению и характеру выполняемых ими функций в процессе эксплуатации, так как единообразие эксплуатационного назначения деталей во многих случаях ведет к единству предъявляемых к ним конструктивных требований и методов их расчета.

Анализируя приводы ленточных и цепных конвейеров, их узлы и детали, нетрудно заметить, что многие типы деталей широко используются во всех или, во всяком случае, во многих машинах, приборах и сооружениях с одними и теми же функциями. Другие же типы деталей применяются лишь в отдельных, относительно немногих видах машин для выполнения некоторых специальных функций, т. е. являются специализированными. Это дает основание поделить все машинные детали и составленные из них простейшие конструктивные узлы прежде всего на два больших класса: А. Машинные детали и узлы общего назначения. Б. Машинные детали и узлы специализированного назначения.

конвейер электродвигатель привод ленточный.

1. Подбор электродвигателя.

1.1 Находим мощность на приводном валу конвейера.

Pвых.= кВт где — коэффициент полезного действия опор

1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя.

Рт.дв=кВт.

1.3 Определяем частоту вращения приводного вала.

nвых= об/мин.

1.4 Выбираем по каталогу электродвигатель 4АМ112MA6У3 мощность Рдв=3 кВт, nном=955 об/мин..

2. Разбивка общего передаточного числа привода.

2.1 Находим общее передаточное число привода по формуле.

uобщ=.

2.2 Принимаем передаточное число редуктора uз.п.=4.

Тогда uо.п.=16/4=4.

3. Подготовка исходных данных для расчета элементов привода.

3.1 Определяем частоты вращения валов.

n1=nдв=955 об/мин.

n2=n1/uо.п=950/4=238,8 об/мин.

n3=n2/uз.п.=237,5/4=59,7 об/мин.

n4=n3=59,7 (соединены через муфту).

3.2 Определяем мощность на валах привода.

P4=2,1 кВт.

Р3=Р4/2.1/0.97=2.16кВт.

Р2=Р3/2,16/0,98=2,2 кВт.

Р1=Р2/2,2/0,96=2,29 кВт.

3.3 Определяем моменты на валах.

Т1=9550*Р1/nном=9550*2,29/955=23 Н.м.

Т2=Т1**uо.п.=23*0,96*4=88,5 Н.м.

Т3=Т2**uз.п=88,5*0,98*4=347 Н.м.

Т4=Т3*=347*0,97=336,5 Н.м.

3.4 Находим угловую скорость.

*nном/30=3,14*955/30=100 1/с.

=100/4=25 1/с.

=25/4=6,25 1/с.

Результат силового и кинематического расчета записываем в таблицу 1.

Таблица 1.

4. Выбор материала и твердости.

4.2 В соответствии с рекомендациями выбираем материал зубчатых колес и вид термообработки:.

Данные записываем в таблицу 2.

Таблица 2.

4.2 Принимаем коэффициент долговечности КHL=1.

4.3 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у] но и колеса [у] н по формуле.

[у] н1=КHL*[у] но1=1*580=580.

[у] н2=КHL*[у] но2=1*513=513.

4.4 Находим среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев щестерни и колеса.

[у] н=0,45*([у] н1+[у] н2)=0,45*1093=492.

При этом [у] н не должно превышать 1,23 [у] н2 для цилиндрических косозубых колес и 1,15 [у] н2.

4.5 Определяем допускаемое напряжение изгиба [у] F, Н/мм2.

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполяется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба.

[у] F1=КFL1*[у] FO1=1*295=295.

[у] F2=КFL2*[у] FO2=1*255=255.

где К FL-Коэффициент долговечности для для зубьев шестерни и колеса.

Для реверсивных передач [у] F уменьшаем на 25%.

Составим табличный ответ к задаче.

Таблица 3.

5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

5.1 Определяем межосевое расстояние.

а=Ка (u+/-1) =43*(4+1)* =126,9=130 мм.

5.2 Находим предварительные размеры колеса.

Делительный диаметр d=2а*u/(u)=2*130*4/(4+1)=208 мм.

Ширина b==0.4*130=52 мм.

5.3 Находим модуль передачи.

m==1,58=2 мм.

5.4 Находим угол наклона и суммарное число зубьев.

arcsin4m/b=arcsin 4*2/52=8,849?

Находим суммарное число зубьев.

Z? = 2*а*cosв/m=2*130*cos8,849/2=148,5=128.

Находим действительное значение угла в.

в=arccos (Z?*m/2*a)=arccos (128*2/2*130)=10?

5.5 Находим числа зубьев шестерни и колеса.

Z1=Z?/(u±1)=128/5=26.

Число зубьев колеса Z2=Z?-Z1=128−26=102.

5.6 Находим фактическое передаточное числ.

uф=Z2/Z1=102/26=3.93.

Отклонение от заданного передаточного числа.

Дu=.

Дu==1,754%.

Отклонение не превышает допустимое значение.

5.7 Находим фактическое межосевое расстояние.

aw=(Z1+Z2)*m/2cosв=128*2/2cos10=129,9=130 мм.

5.8 Размеры колес.

Делительный диаметр шестерни d1=Z1*m/cosв.

Делительный диаметр колеса внешнего зацепления d2=2aw-d1.

Диаметр окружности вершины шестерни da1=d1+2m.

Диаметр впадин зубьев шестерни df1=d1−2.5m.

Диаметр окружности вершины колеса внешнего зацепления da2=d2+2m.

Диаметр впадин колеса df2=d2−2.5m.

Ширину шестерни принимаем по соотношению b1/b2 согласно методике.

5.9 Находим силы в зацеплении.

Окружная Ft=2T2/d2=2*347/207=3352 Н.

Радиальная Fr=Ft*tga/cosв=3352*tg20/cos10=1239 Н.

Осевая Fa=Ft*tgв=3352*tg10=591 Н.

5.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Степень точности передач принимаем в зависимости от окружной скорости колеса.

V=рd2n2/60 000=3.14*207*59.7/60 000=0.6 м/с.

Степень точности =9.

KFa=1.

Коэффициент Yв=1-в?/140=0.93.

Коэффициент ширины шd=b2/d1=52/53=0.98.

Коэффициент KFв=1+1.5шd/S=1+1.5*0.98/2=1.631.7.

Коэффициент КFV=1,2.

Коэффициент формы зуба YF= Zv=Z/cosв.

Находим расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса.

у=KFa*Yв*KFв*KFV*YF2*Ft/(b2*m)=1*0.93*1.63*1.2*3.61*3352/(52*2)=211.6.

Находим расчетное напряжение в зубьях шестерни.

уF1= уYF1/YF2=211.6*3.88/3.61=227.4.

расчетное напряжение может отклонятся от допускаемого не более.

Расчетные параметры не превышают нормы.

5.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Предварительно определяем значения коэффициентов.

KHб=1,1-коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

KHв=1-коэффициент концентрации нагрузки.

KHV=1.1-коэффициент динамической нагрузки.

Находим расчетное контактное напряжение косозубых колес.

уН=376=376=510.

Расчетное контактное напряжение косозубого колеса находится в интервале (0,9…1,05)*.

Составим табличный ответ.

Таблица 4.

6. Расчет поликлиноременной передачи.

6.1 Выбираем сечение ремня.

Выбор сечения ремня производим по номограмме в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения.

Выбираем сечение ремня типа К.

6.2 Определяем минимальный диаметр ведущего шкива в зависимости от выбранного сечения ремня и вращающего момента на валу.

Принимаем диаметр ведущего шкива d1=50 мм.

6.3 Определяем диаметр ведомого шкива d2 по формуле.

d2= d1*u (1-e)=50*4 (1−0,02)=196 мм округляем до 200 мм.

где е =коэффициент скольжения.

6.4 Определяем фактическое передаточное число u и проверим его отклонение от заданного u.

u=.

=2%.

Отклонение не превышает 3%.

6.5 Определяем ориентировочное межцентровое расстояние а, мм.

а=0,55 (d1+d2)+Н=0,55*(50+200)+4=141,5 мм.

где Н-высота сечения поликлинового ремня.

6.6 Определяем расчетную длину ремня l.мм.

l=2а+(d1+d2)+.

Округляем до стандартного l=800 мм.

6.6 Уточняем значение межосевого расстояния.

а=1/8 {2l-=190 мм.

6.7 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.

Угол обхвата должен быть.

6.8 Определяем скорость ремня V, м/с.

V= м/с.

Скорость не превышает 40 м/с.

6.9 Определяем частоту пробегов ремня U с.

U=V/l (U).

U=24/800=0.03.

где U — допускаемая частота пробегов.

6.10 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним поликлиновым ремнем (Рп).

(Рп)=(Ро)*Ср*С*Сl=5,3*1*0,86*0,96=4,37 кВт.

где Ср-коэффициент динамичности нагрузки.

С-коэффициент угла обхвата.

Cl-коэффициент отношения расчетной и базовой длины ремня.

6.11 Определяем число клиньев поликлинового ремня.

z=10Рном/(Рп)=10*¾, 37=принимаем 6.

6.12 Определяем силу предварительного натяжения Fо, Н.

Fо=.

6.13 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней Ft, Н.

Ft=.

6.14 Определяем силы натяжения ведущего F1 и ведомого F2 ветвей.

F1=Fо+Ft/2=117+125/2=179,5 Н.

F2=Fо-Ft/2=117−125/2=54,5 Н.

6.15 Определяем сил.

у давления ремней на вал Fоп, Н.

Fоп=2*Fо*sin.

6.16 Составим табличный ответ.

Таблица 5.

7. Определение консольных сил.

7.1 Силы в косозубой закрытой передаче принимаем по п 5.9.

Окружная Ft=3352 Н.

Радиальная Fr= 1239 Н.

Осевая Fa =591 Н.

7.2 Силы в открытой поликлиновой передаче Fоп=216Н.

7.3 Силы на муфте.

Fм=125 125*=2328Н.

8. Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора.

Определяем размеры вала-шестерни.

Ступень под шкив.

d1==35 мм.

где Мк — крутящий момент на валу.

— допускаемое напряжение на кручение 10…20 Н/ММ.

L1=(1…1,5) d1=50 мм.

Ступень под уплотнение крышки и подшипник.

d2=d1+2t=35+2*2.5=40 мм.

L2=1,5d2=60 мм.

Ступень под шестерню.

d3=d2+3.2r=40+3.2*2.5=45 мм.

L3= (100) определяется конструктивно.

Ступень под подшипник.

d4=40 мм.

L4=27 мм.

Определяем размеры тихоходного вала.

Ступень под полумуфту.

d1==44 мм.

где Мк — крутящий момент на валу.

— допускаемое напряжение на кручение 10…20 Н/ММ.

L1=(1…1,5) d1=60 мм.

Ступень под уплотнение крышки и подшипник.

d2=d1+2t=44+2*2.8=50 мм.

L2=1,25d2=60 мм.

Ступень под колесо.

d3=d2+3.2r=50+3.2*2.5=60 мм.

d3=(100) определяется конструктивно.

Ступень под подшипник.

d4=50 мм.

L4=32 мм.

9. Определения типа подшипника.

Выбираем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии ГОСТ 27 365–87.

Для быстроходного-7208.

Для тихоходного-7210.

10. Определение реакций в опорах подшипника.

Определяем реакции на быстроходном валу.

Ft=3352H Fr=1239H, Fa=591H Fоп=216Н.

d=0.057 м.

1. Вертикальная плоскость.

а. Определяем опорные реакции.

0,125Ray+Fr*0.0625+Fоп*0.05+Fa*d/2.

— 0.125Ray=0.0625*1239+216*0.05+591*0.057/2.

— Ray=840 — сила направлена в противоположенную сторону.

— Fr*0.0625-Rby*0.125+Fоп*0.175+Fa*d/2.

0.125Rby=-77.4+37.8+16.8.

Rby=-183 сила направлена в противоположенную сторону.

Проверка — Ray+Fr-Rby-Fоп=0.

— 840+1239−183−216=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х, Н*м.

Мх1=0, Mx2=-Ray*0.0625=-52.5, Mx4=0, Mx3=-Fоп*0.05=-10.8.

Mx2=-Fоп (0.05+0.0625) — Rby*0.0625=-35.7.

2. Горизонтальная плоскость.

А) определяем опорные реакции, Н*м.

Rax=Rbx=Ft2/2=1676.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У, Н*м.

Му1=0, Му3=0, Му2=-Rax*0.0625=105.

3. Строим эпюру крутящих моментов, н*м.

Mk=Mz=Ft*d/2=96.

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Ra=.

Rb=.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях н*м.

М2= 117.

М3=-10,8.

Определяем реакции на тихоходном валу.

Ft=3352H Fr=1239H, Fa=591H Fоп=216Н.

d=0.211 м.

1. Вертикальная плоскость.

а. Определяем опорные реакции.

0.13*Rcy-Fr*0.065-Fa*d/2.

— 0.13Rcy=-80.5−62.4.

Rcy=1099.

— Rdy*0.13-Fa*d/2+Fr*0.065.

— 0.13Rdy=-62.4+80.5.

Rdy=140.

Проверка — Rcy-Fr+Rdy=0.

1099−1239+140=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х, Н*м.

Mx2=0, Mx4=0, Mx3=Rcy*0.065=71.4 Mx3=Rdy*0.065=9.1.

Mx4=0.

2. Горизонтальная плоскость.

А) определяем опорные реакции, Н*м.

— Fm*0.19-Rcx*0.13+Ft*0.065.

0.13Rcx=442+218.

Rcx=-1723 сила направлена в противоположенную сторону.

— Fm*0.06-Ft*0.065+Rdx*0.13.

— 0.13Rdx=-140−218.

Rdx=2747.

Проверка — Fm+Rcx+Ft-Rdx=-2328+1723+3352−2747=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У, Н*м.

My1=0 My4=0 My2=-Fm*0.06=-140 My3=-Rdx*0.065=-180.

3. Строим эпюру крутящих моментов, н*м.

Mk=Mz=Ft*d/2=3352*(0.211/2)=354.

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Rc=.

Rd=.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях н*м.

М3= 1936.

11. Проверочный расчет подшипников.

Быстроходный вал.

Проверим пригодность подшипника 7208 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника n=239 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа=591 н Реакция в подшипниках R1=1874Н R2=1685Н. Характеристика подшипника Cr-42,4кН, е=0,38 У=1,56, Кб=1, Кт=1, а1=1, а23=0,8, Требуемая долговечность подшипника Lh-8000 ч. Подшипники устанавливаются в распор.

1. Находим соотношение.

где Ra=Fa.

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н.

2. Находим расчетную динамическую грузоподъемность.

Crp=ReH.

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н.

Crp Cr.

3. Находим базовую долговечность.

L10h=ч.

Lh.

Вывод подшипник годен.

Тихоходный вал.

Проверим пригодность подшипника 7210 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника n=60 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа=591 н Реакция в подшипниках R1=2044Н R2=2750Н. Характеристика подшипника Cr-52,9кН, е=0,37 У=1,6, Кб=1, Кт=1, а1=1, а23=0,8, Требуемая долговечность подшипника Lh-8000 ч. Подшипники устанавливаются в распор.

1. Находим соотношение.

где Ra=Fa.

Значит Re=V*Rr*Кб*Кт=1*2750*1*0,8=2200.

2. Находим расчетную динамическую грузоподъемность.

Crp=ReH.

Crp Cr.

3. Находим базовую долговечность.

L10h=.

Lh.

Вывод подшипник годен.

12. Проверочный расчет шпонок.

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Проверим шпонку тихоходного колеса.

Условие прочности:

sсм= Ft/Асм<[s] см.

sсм=3352/116=28 Н/мм2.

Асм=(0,94h-t1) lр =(0,94*10−6)*34=116мм2.

lр= l — b=50−16=34.

[s] см — допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2.

[s] см=110…190 Н/мм2.

13. Подбор и проверка муфты.

Выберем и проверим муфту упругую втулочно пальцевую.

Передаваемая муфтой мощность N= 2,1кВт, угловая скорость муфты n=59,7 об/мин.

Диаметры валов d=45 мм передаваемый момент M=3428 кг*см.

1. Находим расчетный момент.

Мр=Кр*М=1,25*3428=4285 кг*см.

где Кр-коэф. Режима.

2. Находим окружное усилие действующее на все пальцы.

Рр=2Мр/D1=2*4285/14,5=591 кг.

D1=D-0.5Dв-7=170−0,5*36−7=145 мм.

Где D-наружный диеметр полумуфты.

Dв-диаметр отв под пальцы.

3. Находим напряжение изгиба на пальце.

Где Ми=(Рр/z)*(lп/2).

Wи=0,1d=0.1*18=583.

кг/см2.

Допускаемое напряжение изгиба кг/см2.

4. Находим напряжение смятие резиновой втулки.

кг/см2.

Допускаемое напряжение смятие для резины.

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 2005 г.

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проекти — рование. М.: Высшая школа, 1990 г.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя Том 1, 2, 3. М. Машиностроение, 1982 г.

4. Детали машин. Атлас конструкций под редакцией Д Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г.

5. Чихачева О. А., Рябов В. А. Общий расчет привода. Методические указания к курсовому проектированию для студентов всех машиностроительных специальностей. М.: МАМИ, 1998 г.

Баловнев Н.П., Пронин Б. А. Расчет цилиндрических зубчатых передач. М.: МГТУ «МАМИ», 2006 г.

Пустынцев Е. Н. Подбор стандартных подшипников качения. М.:МАМИ, 1987 г.

Пустынцев Е.Н., Петров М. С. Расчет червячных цилиндрических передач М.: МГТУ «МАМИ». 2006 г.

Сырников Е. П. Конструирование головных секций рам конвейеров. М.: МАМИ, 1987 г.

Шмелев А. Н. Конструирование и расчет валов редукторов. М.: МАМИ, 1996 г.

Колодий Ю. К. Методические указания по расчету цепных передач. М.: МАМИ, 1979 г. Баловнев Н. П. Расчет резьбовых соединений и винтовых механизмов. М.: МГТУ «МАМИ», 2000 г.

Сырников Е. П. Методические указания по оформлению графической части курсового проекта по деталям машин для студентов всех специальностей. М.: МАМИ, 1987 г.

Петров М. С. Расчет червячной глобоидной передачи М.:МГТУ «МАМИ», 2006 г.

Петров М. С. Соединения вал-ступица, работающие трением. М.: МГТУ «МАМИ», 2006 г.

16. Петров М. С Конструирование и расчет соединений вал-ступица, работающих зацеплением. М. МАМИ, 2006 г.