Проектирование привода ленточного конвейера

Омский государственный аграрный университет Кафедра: деталей машин и инженерной графики

Пояснительная записка

По курсовому проекту «Детали машин»

Задание 0102

Разработал:

студент факультета технического сервиса в АПК 42 гр.

Бабак В.С.

Принял: преподаватель Еремеев А.А.

Омск 2005

• 1. Кинематический расчёт привода
• 1.1 Общий КПД двигателя
• 1.2Выбор электродвигателя
• 1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя
• 1.2.2 Общее передаточное отношение привода и отдельных ступеней
• 1.2.3 Находим частоту вращения барабана (nб)
• 1.3 Общее передаточное отношение привода и отдельных ступеней
• 2. Расчёт клиноремённой передачи
• 2.1 Определяем вращающий момент
• 2.2 Определяем диаметр меньшего шкива
• 2.3 Определяем диаметр большого шкива
• 2.4 Определяем межосевое расстояние в интервале amin и аmax
• 2.5 Определяем длину ремня
• 2.6 Уточняем межосевое расстояние
• 2.7 Определяем угол обхвата
• 2.8 Определяем число ремней
• 2.9 Определяем натяжение ветви ремня
• 2.10 Определяем силу действующую на вал
• 2.11 Рабочий ресурс передачи, ч
• 3. Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи
• 3.1 Исходные данные
• 3.2 Расчет на контактную прочность
• 3.2.1 Выбор материала и термообработки
• 3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
• 3.2.3 Межосевое расстояние
• 3.2.4 Геометрические параметры зубчатой передачи
• 3.2.5 Окружная скорость зубчатых колес
• 3.2.6Определяем коэффициент торцевого перекрытия
• 3.2.7 Уточнение коэффициента. Коэффициент нагрузки
• 3.2.8 Контактные напряжения
• 3.3 Расчет на изгибную прочность
• 3.3.1 Определение допускаемых напряжений изгиба
• 3.3.2 Коэффициент нагрузки
• 3.3.3 Сравнитльная оценка прочности зубьев
• 3.3.4 Проверка изгибной прочности зубьев
• 3.4 Определение усилий в зацеплении
• 3.4.1 Окружные усилия
• 3.4.2 Радиальные усилия
• 3.4.3 Осевые усилия
• 4. Расчет валов
• 4.1 Предварительный расчет валов
• 4.1.1 Диаметр конца вала
• 4.2 Определение конструктивных размеров деталей редуктора
• 4.3 Расчет подшипников
• 4.3.1 Ведущий вал
• 4.3.2 Ведомый вал
• 4.4 Уточненный расчет валов
• 5. Выбор и расчет шпонок
• 5.1. Входной вал
• 5.2. Выходной вал (зубчатое колесо)
• 5.3. Выходной вал (конец вала)
• 6.Выбор сорта масла
• 7. Расчет общего вида привода
• Литература
• 1. Кинематический расчёт привода
• 1.1 Общий КПД двигателя
• (1)
• где ?₁— КПД одной пары подшипников качения, ?₁=0,99;
• ?₂— КПД клиноремённой передачи, ?₂=0,96;
• ?₃— КПД закрытой цилиндрической передачи, ?₃=0,97;

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя

(2)

1.2.2 Общее передаточное отношение привода и отдельных ступеней

(3)

где: n_б— частота вращения барабана

u₁— передаточное отношение ремённой передачи;

u₂— передаточное отношение цилиндрической передачи;

1.2.3 Находим частоту вращения звездочки (nз)

(4)

Выбираем электродвигатель: Рэл=11кВт, nэл=2900мин?№,

Двигатель АИР132М2 ТУ 16−525.564−84.

1.3 Общее передаточное отношение привода и отдельных ступеней

(6)

По ГОСТ 2185–66 выбираем передаточные отношения u_1=2,9; u₂=4,5; u₃=5. Так чтобы U_общ=14,98:

2. Расчёт клиноремённой передачи.

Выбор сечения ремня:

Сечение ремня выбираем по номограмме из методических указаний в отношении nэл/Рэл и получаем сечение Б. 5, с. 134]

2.1 Определяем вращающий момент

3.2 Определяем диаметр меньшего шкива

(8)

По ГОСТ 17 383–73 округляем до ближайшего стандартного: d₁=90мм.

2.3 Определяем диаметр большого шкива

(9)

где: е=0,02 [6 с. 212]

По ГОСТ 17 383–73 принимаем d₂=250мм

2.4 Определяем межосевое расстояние в интервале amin и аmax :

(10)

где h=8(высота сечения ремня)

(11)

2.5 Определяем длину ремня:

(12)

Округляем длину ремня до L = 1120 мм

2.6 Уточняем межосевое расстояние

(13)

(14)

(15)

2.7 Определяем угол обхвата

(16)

2.8 Определяем число ремней

(17)

где С_L — коэффициент длины ремня (С_L =0,91 [5, с. 135 табл. 7,9]);

С_р — коэффициент режима нагрузки (С_р=1,1[ 6 с. 260, табл 9.3]);

Р₀ — номинальная мощность передаваемая одним ремнём (Р₀=1,32 [ ]);

С_б — коэффициент угла обхвата (С_б=0,92 [c.259]);

С_z -коэффициент передаточного отношения (С_z=0,9 [ 6 с.259]).

Принимаем число ремней равное семи.

2.9 Определяем натяжение ветви ремня

(18)

где V-окружная скорость

(19)

2.10 Определяем силу действующую на вал

(20)

3. Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи.

3.1 Исходные данные

Частота вращения шестерни: щ₂=108,4с-№;

Момент передаваемый шестерней: Т₂=67,7^.10³ Н^.мм;

Передаточное число: U₂=5;

3.2 Расчет на контактную прочность

3.2.1 Выбор материала и термообработки

Сталь 40Х, для колеса и шестерни закалка поверхностного слоя ТВЧ.

Gнlim — предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружений. [7, с8; 6, с254]

- для шестерни Gнlim=17HRC+200=1050мПа; HRC=50

- для колеса Gнlim=17HRC+200=1050мПа; HRC=50

3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

(22)

где S_н — коэффициент безопасности [ (Sн=1,2) 7, табл306];

К_нL — коэффициент долговечности [ (КнL= 1) 7, табл305];

N_но — базовое число циклов перемены напряжений [7, табл307]

Nне — эквивалентное число циклов

(23)

где, а — число зацеплений зуба за один оборот колеса (а=1);

щ — угловая скорость вала, рад/с;

L_n — срок службы передачи, ч (Ln=10 000);

— для шестерни

— для колеса

Выбираем [у]_н2=[772]мПа, т.к. материал и обработка выбраны одинаковыми.

3.2.3 Межосевое расстояние

(24)

где Z_м — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, для пары стальных колес Z_м=271;

Z_е — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, предварительно принимаем Z_е=0,85;

Z_н — коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев, предварительно принимаем Z_н=1,75

Т_ш — крутящий момент на шестерни, Н^.мм;

Т_ш=67,7^.10³ Н^.мм К_н — коэффициент нагрузки, предварительно принимаем К_н=1,3

К_нl — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых К_нl=1,1

Ш_ba — коэффициент ширины колеса в зависимости от межосевого расстояния [(Ш_ba=0,315) 7, табл314];

[у]н — расчетное контактное напряжение, для косозубых колес.

Межосевое расстояние первой передачи

По ГОСТ 9563–60 принимаем аw=112мм.

Межосевое расстояние второй передачи

По ГОСТ 9563–60 принимаем аw=180мм

3.2.4 Геометрические параметры зубчатой передачи

Первой ступени

Модуль нормальный: m_n=2

Число зубьев колес:

Суммарное число:

(26)

Уточняем угол наклона зубьев в:

(27)

Число зубьев шестерни:

(28)

Число зубьев колеса:

(29)

Определим фактическое передаточное число:

(30)

Отклонение состовляет:

отклонение не превышает допустимое Делительный диаметр:

Шестерни (31)

Колеса

Диаметр вершины зубьев:

Шестерни (32)

Колеса

Диаметр впадин зубьев:

Шестерни (33)

Колеса

Диаметр основной окружности:

Шестерни (34)

Колеса

Высота зуба:

(35)

Постоянная хорда зуба:

(36)

Ширина колеса:

(37)

Ширина шестерни:

(38)

Второй ступени

Модуль нормальный: m_n=3

Число зубьев колес:

Суммарное число:

(26)

Уточняем угол наклона зубьев в:

(27)

Число зубьев шестерни:

(28)

Число зубьев колеса:

(29)

Определим фактическое передаточное число:

(30)

Отклонение состовляет:

отклонение не превышает допустимое Делительный диаметр:

Шестерни (31)

Колеса

Диаметр вершины зубьев:

Шестерни (32)

Колеса

Диаметр впадин зубьев:

Шестерни (33)

Колеса

Диаметр основной окружности:

Шестерни (34)

Колеса

Высота зуба:

(35)

Постоянная хорда зуба:

(36)

Ширина колеса:

(37)

Ширина шестерни:

(38)

3.2.5 Окружная скорость зубчатых колес

(39)

Для цилиндрической косозубой передачи назначаем 9-ю степень точности[1, с. 180 табл.12.2].

3.2.6 Определяем коэффициент торцевого перекрытия

(40)

Первой передачи

Второй передачи

3.2.7 Уточнение коэффициента. Коэффициент нагрузки

(41)

где К_нв — коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зуба (К_нв=1,04 [7, табл.311]);

К_нv — коэффициент динамичности нагрузки (К_нv=1,01 [7, табл.311])

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии.

(42)

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

(43)

К_нб — Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [(К_нб=1,09) 7, табл303]

3.2.8 Контактные напряжения

(44)

При ун<[у]н менее чем на 15% показывает то, что контактные напряжения находятся в пределах нормы.

3.3 Расчет на изгибную прочность

3.3.1 Определение допускаемых напряжений изгиба

(45)

где у_flimb — предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов [(у_flimb =830мПа) 7, табл.308];

S_f — коэффициент безопасности: S_f=S_fґ^.S_f?;

S_fґ - коэффициент, учитывающий ответственность детали[(Sf=1,85) 7, табл.308];

S_f? — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки [(S_f?=1) 7, табл308]; S_f=1,85

К_fc — коэффициент, учитывающий влияние двухсторонней нагрузки (К_fc=1 — одностороннее приложения нагрузки);

Y_s — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений [(Y_s=1,04) 7, табл.309];

Y_r — коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности [(Y_r=1,05) 7, табл310];

К_fl — коэффициент долговечности[(К_fl=1) 7, с.14];

3.3.2 Коэффициент нагрузки

(46)

где K_fв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [(K_fв =1,14) 7, табл312];

К_fv — коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки

[(К_fv1 =1,03; К_fv2 =1,02) 7, табл.312];

Коэффициент формы зубьев Y_vf находят по грфику [(Y_vf1=4,13; Y_vf2=3,6) 7, табл.313]

3.3.3 Сравнительная оценка прочности зубьев

(47)

3.3.4 Проверка изгибной прочности зубьев

(48)

где Y_в — коэффициент учитывающий наклон зубьев (Y_в=0,9)

К_fб — Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [(К_fб =1,81) 7, табл.303]

3.4 Определение усилий в зацеплении

3.4.1 Окружные усилия

(49)

3.4.2 Радиальные усилия

(50)

3.4.3 Осевые усилия

(51)

4. Расчет валов

4.1 Предварительный расчет валов

4.1.1 Диаметр конца вала

(52)

где Т — крутящий момент на рассматриваемом валу;

[ф]_кр — допускаемые напряжения кручения

[ф]_кр=(15…50)мПа

Принимаем d1=26мм; d2 =50мм

4.2 Определение конструктивных размеров деталей редуктора

Конструктивные размеры редуктора определяем по формулам из приложения 1 (подшипники шариковые радиальные однорядные)

1. Компоновка редуктора:

2. Устанавливаем масштаб.

3. Вычерчиваем в зацеплении конические и цилиндрические зубчатые пары.

4. Размещаем подшипники.

5. Конструктивно оформляем зубчатые пары, валы, корпус и т. д.

6. Уточняем расстояние между опорами и положения зубчатых колес относительно опор.

4.3 Расчет подшипников

4.3.1 Ведущий вал

Из предыдущих расчетов:

F_t=3457Н — окружное усилие конической передачи;

F_r=1293Н — радиальное усилие конической передачи;

F_x=738Н — осевое усилие конической передачи;

Q=F_b=1373H — усилие натяжения ремня.

Плоскость XZ.

(53)

Плоскость YZ

(54)

Проверка:

(55)

Суммарная реакция

(56)

Подшипник 207 ГОСТ 8338–75.

C_r=25,5kH; C_or=13,7; r=2.5; B=17мм; D=72мм;.

Осевые составляющие R_s=0 т.к. подшипники радифльные.

Отношение:, отсюда е=0,26.

>е, тогда Х=0,56, У=1,71.

Осевую нагрузку при расчетах не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

(57)

гдеV-коэффициент вращения внутреннего кольца[(V=1) 8, стр285]

К_б — коэффициент безопасности при спокойной нагрузки [(К_б=1) 8, стр285];

К_Т — температурный коэффициент [(К_Т=1) 8, стр285];

Расчетная долговечность млн. об.

(58)

Расчетная долговечность, ч.

(59)

что больше установленных ГОСТ 16 162–85

4.3.2 Ведомый вал

Из предыдущих расчетов:

F_t=9522Н — окружное усилие конической передачи;

F_r=3543Н — радиальное усилие конической передачи;

F_x=2024Н — осевое усилие конической передачи;

Плоскость XZ.

(60)

Плоскость YZ

(61)

Проверка:

Суммарная реакция

(62)

Подшипник 217 ГОСТ 8338–75.

C_r=83,2kH; C_or=53,2; r=2.5; B=28мм; D=150мм;.

Осевые составляющие R_s=0 т.к. подшипники радифльные.

Отношение:, отсюда е=0,23.

>е, тогда Х=0,56, У=1,95.

Осевую нагрузку при расчетах не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

(63)

гдеV-коэффициент вращения внутреннего кольца[(V=1) 8, стр285]

К_б — коэффициент безопасности при спокойной нагрузки [(К_б=1) 8, стр285];

К_Т — температурный коэффициент [(К_Т=1) 8, стр285];

Расчетная долговечность млн. об.

(64)

Расчетная долговечность, ч.

(65)

что больше установленных ГОСТ 16 162–85

4.4 Уточненный расчет валов

Производим расчет ведущего вала

Материал вала сталь 45, термическая обработка — улучшение.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А

Коэффициент запаса прочности :

(66)

(67)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, мПа.

(68)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(69)

Коэффициент запаса прочности:

(70)

получился близким к коэффициенту запаса =7,57.

5. Выбор и расчет шпонок

Размеры шпонок выбираем из таблиц по ГОСТ 23 360–78 (призматические шпонки)

5.1 Входной вал

Для входного вала выбираем шпонку:

bxhxl=8x7x4, t₁=4, d_в=26мм, Т2=69 500 Н· мм

Расчет ведем по уравнению смятия

(71)

Так как у_см<[у_см], поэтому на входной вал устанавливаем одну шпонку.

5.2 Выходной вал (зубчатое колесо)

Для выходного вала (зубчатое колесо) выбираем шпонку:

bxhxl =20×14×56; t₁=9; d_в=90; Т₄₌ 1 437 900 Н· мм

Расчет ведем по уравнению смятия:

Так как у_см<[у_см], поэтому на выходной вал (зубчатое колесо) устанавливаем одну шпонку.

5.3 Выходной вал (конец вала)

Для выходного вала (конец вала) выбираем шпонку:

bxhxl =20×12×100; t₁=7,5; d_в=70; Т₃=1 437 900 Н· мм

Расчет ведем по уравнению смятия:

Так как у_см<[у_см], поэтому на выходной вал (конец вала) устанавливаем одну шпонку.

6. Выбор сорта масла

Смазывание производится окунанием зуба в масло. По таблице [3, табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла при контактных напряжениях от 600−1000мПа и средней скорости менее 2м/с. Вязкость должна быть 60•10−6 м/с, по таблице [3, табл. 10.10] принимаем масло И-Г-А-68 по ГОСТ 20 799–88. Смазка подшипников осуществляется тем же маслом через масляные каналы.

Объем масляной ванны подсчитываем из условия:

V=0,25Р (72)

где Р — входная мощность, кВт (Р=7,65 кВт)

V=0,25^.7,65=1,92л.

7. Расчет общего вида привода

Привод ленточного конвейера расположен на сварной раме, которую изготавливаем из швеллеров. Номер швеллера выбираем из условия поместимости болтов.

Н=(0,09…0,11)L (73)

где Н — высота рамы;

L — длина рамы.

Выбираем швеллер № 14.

Креплением редуктора к раме используем болты М16.

Креплением двигателя к салазкам используем болты М12.

Креплением кожуха к раме используем болты М8.

1. Гузенков П. Г. Детали машин.: Учебник для вузов., 4-е изд., испр. М., Высшая школа. 1986. 359с.

2. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для техн. спец. вузов.-5-е изд., перерб. и доп. — М.: Высшая школа., 1998.-447с.

3. Курсовое проектирование деталей машин., под ред. С. А. Чернавский и др. -2-изд., М.: Машиностроение., 1988. — 415с.

4. Решетов Д. Н. Детали машин.-М.: Машиностроение., 1974.-654с

5. Детали машин., под ред. М. Н. Иванов.-М.: Высшая школа., 1976.-399с.

6. Проектирование механических передач., под ред. Чернавский С. А., Ицкович Т. М., Киселев В. А. — М.: Машиностроение., 1984.-558с

7. Справочные материалы по курсу «Детали машин, подъемно-транспортные машины и основы конструирования» ., под ред. А. А. Дегтярев.- Омск.: ОмГАУ., 1997.-27с.

8. Колпаков А. П., Карнаухов И. Е. Проектирование и расчет механических передач.- М.: Колос, 2000.-328с.