Проектирование привода ленточного конвейера

Министерство общего и профессионального образования Российской Федерации Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г. В. Плеханова КУРСОВОЙ ПРОЕКТ По дисциплине: «Детали машин» .

Тема: Проектирование привода ленточного конвейера Мончегорск.

2010 год.

Аннотация Курсовая работа представляет собой выполненный по установленной методике расчет цилиндрического редуктора, приводимый в действие электродвигателем. Все детали редуктора от шестерен до корпуса рассчитываются по методическим указаниям и по этим расчетам изображаются на чертеже.

The summary.

Course work represents the calculation of a cylindrical reducer actuated by the electric motor executed by an established technique. All details of a reducer from шестерен up to the case pay off under methodical instructions and by these calculations are represented on the drawing.

• Введение
• 1. Исходные данные
• 2. Кинематический расчет
• 3. Расчет цилиндрических зубчатых колес редуктора
• 4. Предварительный расчет валов
• 5. Расчет шпоночных соединений
• 6. Уточненный расчет валов
• 7. Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника
• 8. Выбор смазочных материалов
• Список использованных источников
• Введение
• Привод любой горной, горно-транспортной и металлургической машины состоит из электродвигателя и трансмиссии, которая представляет собой чаще всего редуктор.
• Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.
• Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); расположению колес относительно опор (симметричное, несимметричное, консольное); особенностям кинематической схемы (развернутая, сосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).
• При конструировании редуктора проводят проектировочные и проверочные расчеты его основных элементов, по результатам которых выполняют сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи его деталей.
• 1. Исходные данные
• 1. Двигатель: 4А160М4 (18,5 кВт/1465 мин^-1);
• 2. Передаточное число: U=4.00;
• 3. Материал колес: сталь 50 (НВ<350);
• 4. Вид передачи: прямозубая;
• 5. Расположение колес относительно опор: симметричное, шестерня — слева;
• 6. Степень точности передачи: 9;
• 8. Ресурс работы: 15 000часов.

2. Кинематический расчет.

Частота вращения и угловая скорость редуктора.

Угловая скорость на ведущем валу.

.

где: Р_дв — мощность двигателя, кВт;

n_дв — частота вращения двигателя, мин.

рад/с.

Угловая скорость на ведомом валу.

рад/с.

Вращающие моменты на валах.

Крутящий момент на ведущем валу.

.

Н/м.

Крутящий момент на ведомом валу.

.

Н/м.

3. Расчет цилиндрических зубчатых колес редуктора.

Материал зубчатых колес сталь 50 (НВ<350) Для шестерни твердость сталь 50 (258−310) Для колеса твердость сталь 45 (223−250) Режим работы: принимаем нагрузку постоянной с числом циклов напряжений N больше базового и значит коэффициенты долговечности.

и.

Предварительные расчет.

Расчет на контактную выносливость (находим диаметры зубчатых колес, при которых нет усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубов) Средняя твердость зубчатых колес для шестерни:

для колеса:

Базовый предел контактной выносливости:

для шестерни.

H/мм².

для колеса.

H/мм².

Допускаемые напряжения для шестерни:

H/мм³.

для колеса:

H/мм², где.

S_n — коэффициент безопасности.

S_n =1,1 — для зубчатых колес с однородной структурой материала.

H/мм².

Условие: [_н] 1,23 [_нmin].

483.5 МПа < 1,23^. 494.5 = 608.2 Мпа — условие выполнено.

Расчетная формула для определения межосевого расстояния:

где.

К_а = 49,5 — для прямозубых вспомогательный коэффициент;

— коэффициент ширины относительно межосевого расстояния ;

для случая симметричного расположения зубчатых колес относительно опор

— коэффициент концентрации нагрузки.

=1,00.

Межосевое расстояние (Т₂ в Hмм).

мм Принимаем из стандартного ряда мм.

Определение нормального модуля.

m_t=(0.01 0.02) а_w 2 m_t=(0.01 0.02) 250=2.5мм Выбираем стандартное значение m_t по СТ СЭВ 310−76: m_t =2.5 мм. Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

;

проверка межосевого расстояния:

мм Условие выполняется.

диаметры делительные:

мм;

мм;

Условие:

мм Условие выполняется.

диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

диаметр впадин зубьев:

мм;

мм;

ширина колеса и шестерни:

мм мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

м/с;

при данной скорости назначаем 9 класс точности Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

;

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,01;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1,0;

— динамический коэффициент, =1,05;

Проверяем контактные напряжения:

редуктор электродвигатель чертеж подшипник Условие выполнено.

Проверочные расчеты зубчатой передачи а) силы в зацеплении Окружная сила.

Н Радиальная сила.

Н Осевая сила F_а= 0.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

;

где — коэффициент, нагрузки:

;

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев, =1,04;

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности),=1,25;

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

; =3,7;

; =3,6;

Допускаемое напряжение где — предел выносливости при отнулевом цикле, =1,8 НВ для шестерни:

для колеса:

— коэффициент, запаса прочности;

;

где — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1,75; - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки; для поковок и штамповок =1,0;

Допускаемые напряжения и отношения: для шестерни:

;

для колеса:

;

Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Что значительно меньше =243,77.

4. Предварительный расчет валов.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца ведущего вала.

;

где — крутящий момент на ведущем валу, Н/мм;

— допускаемое напряжение на кручение, ;

мм Примем =32 мм диаметр вала электродвигателя = 42 мм.

Выбираем МУВП по ГОСТ 21 424–75 с расточками полумуфт под указанные выше диаметры. Шестерню выполним заодно целое с валом.

Диаметр вала под подшипниками мм Принимаем = 40 мм Диаметр для упора подшипника мм Ведомый вал:

;

где — крутящий момент на ведущем валу, Н/мм;

мм Принимаем диаметр вала =55 мм Диаметр под подшипниками.

мм Диаметр вала для упора подшипника.

мм Диаметр под колесом мм Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня за одно целое с валом:

=100 мм, =105 мм, =58 мм.

Шестерню изготовляем без ступицы.

Колесо кованное:

=400 мм, =405 мм, =50 мм.

Диаметр и длина ступицы:

мм, принимаем мм.

мм, принимаем мм.

Толщина обода: мм, принимаем 10 мм.

Толщина диска: мм.

Выбор типа и размера подшипников. Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников = 40 мм, мм.

Измерением находим длины валов от центральной оси до мест их опор:

На ведущем:

мм, и на ведомом:

мм примем окончательно.

Глубина гнезда подшипника примем мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимаем примерно равной диаметру отверстия: в этом фланце мм Толщина фланца крышки подшипника Расчет основных элементов корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки:

мм, принимаем мм.

мм, принимаем мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и крышки:

мм.

мм.

нижний пояс корпуса:

мм, принимаем мм Диаметр болтов:

фундаментных:

мм, принимаем болты с резьбой М24.

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм, принимаем болты с резьбой М18.

соединяющих крышку с корпусом:

мм, принимаем болты с резьбой М16.

5. Расчет шпоночных соединений.

Выбор шпонок.

По диаметру вала из стандарта выбираем следующие размеры призматических шпонок: b h.

где b — ширина шпонки, h — высота шпонки; t_1,t₂ — размеры паза на валу и втулке; К = (h-t₁) — высота выступающей части шпонки; l — длина шпонки; l_p — рабочая длина шпонки l_p = l — b.

Расчет шпоночных соединений Шпонки работают на смятие рабочих поверхностей и срез. Для стандартных шпонок расчет на срез не производят, так как прочность обеспечивается назначенными размерами.

Условие прочности шпоночного соединения ведущий вал по наименьшему диаметру: d =32 b h=10 8 l =70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, T₁=120,7 ^. 10³ мм.

МПа Допускаемые напряжения.

МПа где.

— предел точности: для шпонки изготовленной из стали 45. Делим пополам т.к. материал полумуфт чугун.

Таким образом, условие прочности выполнено Ведомый вал: Под зубчатым колесом d =65 b h=18 11 l =70 мм (при длине ступицы 80 мм).

T₂=482,8 ^.10³ мм Допускаемые напряжения.

МПа Уменьшение на 25% т.к. колесо не чугунное и предполагаем колебания нагрузки Таким образом, условие прочности выполнено.

6. Уточненный расчет валов.

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 50.

Среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

МПа.

Сечение А-А:

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности в опасных сечениях.

где _-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

K — эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

— амплитуда цикла касательных напряжений;

— масштабный фактор для касательных напряжений;

— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

— коэффициент, учитывающий материал вала;

_m — среднее напряжение цикла касательных напряжений.

.

мм³.

МПа.

Принимаем 1,65 0,55, 0,1.

Гост указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиально консольной нагрузки приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки на быстроходном валу для одноступенчатых редукторов должна быть 2,5 при 25 ^. 10³< T_Б<250 ^. 10³ H ^. м.

Приняв длину посадочной части равной 80 мм получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки.

H ^. м.

коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям ?_m=0;

Результирующий.

где [S] = 2,5 -допускаемый коэф. запаса прочности в опасном сечении;

S — коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям;

S — коэф. запаса прочности по касательны напряжениям.

Большой коэффициент объясняется тем, что диаметр вала был увеличен под диаметр муфты. Поэтому в других опасных сечениях проверять прочность нет необходимости.

Ведомый вал:

Материал вала — сталь 45 нормализованная.

Среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

МПа.

Сечение А-А:

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки: K =1,49 K_? =1,59; масштабные факторы 0,67 0,775; коэффициенты 0,15 0,1.

Крутящий момент T₂=482,8 Н ^. м.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

Н ^. мм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости.

Н ^. мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Н ^. мм.

мм³.

Момент сопротивления изгибу:

мм³.

Среднее напряжение цикла касательных напряжений.

.

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

МПа.

Коэффициенты запаса прочности:

7. Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника.

Ведущий вал. Реакции опор:

В плоскости ХZ:

Н.

В плоскости YZ:

Н.

Проверка:

Суммарные реакции:

Н.

Н.

Эквивалентная нагрузка:

P_э=(XVP_r1+YP_a) KKt X=1 V=1, Pa=0 K =1,0 K_t=1.

Расчетная долговечность:

млн. об.

Расчетная долговечность в часах:

Назначенный ресурс выдерживается.

Для ведомого вала тоже самое т.к. нагрузки на валах одинаковые.

8. Выбор смазочных материалов.

Смазывание зубчатых передач.

Смазка картерная. Масло заливается через верхний люк в корпусе редуктора так, чтобы венец зубчатого колеса быт погружен в масло. При вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутреннюю стенку корпуса откуда стекает в нижнюю ее часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости 0,3… 12,5 м/с. В редукторе.

м/с.

то есть такой способ смазки пригоден и масло не будет сбрасываться с колес. Выбираем Индустриальное масло И-40А. Предельные уровень погружения 0,25d₂ = 100 мм. Смазывание подшипников качения и уплотнений. Подшипники качения и уплотнения смазываются тем же маслом, которым смазываются зубчатые передачи. В редукторе предусмотрены: сливное отверстие, щуп, отдушина, люк — для залива масла и осмотра состояния зубьев и уши — для монтажа и демонтажа редуктора.

Список использованных источников

.

1. Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1984.

2. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин М.: Машиностроение, 1988.

3. Гузенков П. Г. Курсовое проектирование по деталям машин и подьемно-транспортным машинам. М.: Высшая школа, 1990.