Привод ленточного конвеера

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

МОСКОВСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Курсовой  проект по деталям машин ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Задание ПМ –Привод ленточного конвеера.

Вариант 4

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА 
Исполнитель Горин В.В.                                   Группа 11А10ПИТ

Руководитель Воронина А.Л.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Москва 2010г. 

Глава 1.  РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

1.1. Исходные данные

 

 

 

 

 

     1- ведущий вал

2-  ведомый вал 

3 – ведущая шестерня 

4 – ведомое колесо

5. - двигатель

6. -  муфта компенсирующая

7-  муфта комбинированная

8 - барабан конвейера

                                                    

В задании даны: Р - окружное усилие на барабане, в кН;

       V- скорость ленты конвейера, в м/с;

  D - диаметр барабана, в мм.

Исходные цифровые данные приняты:

Р = 1,2 кН, V= 2,5 м/с; D = 0,315 м.

 

Разработать: цилиндрический редуктор и рабочие чертежи вала и колеса. Принять режим нагружения шестерни и колеса постоянный с длительной работой.

 

1.2. Выбор электродвигателя

 

Определение частоты  вращения барабана конвейера  :

                       = = =166,6

Определение мощности на барабане конвейера N :

         N = = =3 кBт

Определение мощности на валу электродвигателя N :

N = ,

где:  - общий КПД привода от барабана конвейера до электродвигателя (см. в табл. 1.1 величину КПД частей привода):

 

=   =0,99 0,99 0,98=0,93

 

где: =0,99 -КПД пара подшипников качения;

        =0,99 -КПД муфты;

        =0,98 -КПД цилиндрической передачи;

Тогда N = = =3,23 кВт 

Таблица 1.1

КПД деталей привода

Наименования	КПД
	Обозначения	Величина
Муфта		0,99
Подшипники качения (одна пара)		0,99
Цилиндрическая передача		0,98

 

После расчета мощности на валу электродвигателя N по таблице 1.2 выбирают три или четыре двигателя, ближайших по мощности  N но в большую сторону: N N

 

Выписка из каталога электродвигателей

Таблица 1.2

Мощность   кВт	Синхронная частота вращения,
	3000		1500		1000		750
	Тип двигателя	Рабочая частота вращения	Тип двигателя	Рабочая частота вращения	Тип двигателя	Рабочая частота вращения	Тип двигателя	Рабочая частота вращения
1	2	3	4	5	6	7	8	9
0,37	-	-	-	-	71А6	915		-
0,55	-	-	71А4	1354	71В6	915		-
0,75	71А2	2820	71В4	1350	80А6	920	90LA8	705
1,1	71В2	2805	50А4	1395	80В6	920	90LB8	715
1,5	80А2	2850	80В4	1395	90L6	925	100L8	702
2,2	80B2	2850	90L4	1395	100L6	945	112MA8	709

 

3	90L2	2850	100S4	1410	112MA6	950	112MB8	709
4	100S2	2880	100L4	1410	112MB6	950	132S8	720
5,5	100L2	2850	112M4	1432	132S6	960	132M8	712
7,5	112M2	2895	132S4	1440	132M6	960	160S8	727
11	132M2	2910	132M4	1447	160S6	970	160M8	727
15	160S2	2910	160S4	1455	160M6	970	180M8	731
18,5	160M2	2910	160M4	1455	180M6	980	-	-
22	180S2	2919	180S4	1462	-	-	-	-
30	180M2	2925	180M4	1470	-	-	-	-

Примечание: Размеры каталожных электродвигателей приведены в Приложении 1.

 

Для данной схемы можно выбрать двигатель мощностью N=4кВт>3,94кВт. На основании таблицы 1.2 это будут следующие двигатели:

100S2:  N =4кВт, n =2880 ;

100L4:            N =4кВт,     n =1430 ;

112MB6: N =4кВт, n =950 ;

132S8:  N =4кВт, n =720 .

 

Что бы установить, какой же двигатель  из этих четырех подходит к нашему расчетному случаю, надо найти передаточное число U создаваемое каждым данным двигателем, и сравнивать его со стандартным значением U для конкретного типа передачи (см. табл. 1.3):

Таблица 1.3

Передаточные числа зубчатых передач (цилиндрические) U

(ГОСТ 2185-66)

2,5

2,8

3,15

3,55

4,0

4,5

5,0

5,6

6,3

 

            U = = =17,2

U = = =8,46

U = = =5,7

U = = =4,3

Согласно таблице 1.3 ближе к стандартным величинам (U = 4,5; 5,0; 6,3) передаточные числа зубчатых передач, образованных при использовании двух двигателей: 112МВ6 с частотой вращения = 950 об/мин (U = 5,7) и 132S8 с частотой вращения = 720 об/мин (U = 4,3). Так как двигатель с большей частотой вращения имеет меньшие габариты, выбираем двигатель 112МВ6, округляя передаточное число редуктора до стандартного значения: U = 5,6

 

1.3. Силовой расчет привода

Определение частоты вращения ведущего и ведомого п₂ валов: 

                     = = 950об/мин;      п₂ = = об/мин

Определение мощности на ведущем N и ведомом N валах: 

За исходное значение берется  мощность на барабане (см. п. 1.2.2)  N_б

N = N / = 3/0,99 =3,09кВт    

N = N / = 3,09/0,99·0,98=3,19 кВт

Где:  , , по таблице 1.1

 

Определение крутящих моментов на ведущем  М_{ и ведомом М₂ валах.

              М =9550 =9550· 3,19/950=32 Hм

М =9550 =9550·3,09/169.6=174Hм

Результаты расчетов вносим в таблицу 1.4

               Таблица  1.4

Схемы приводов (см. п. 1.1)	Номера валов	Частота вращения, п об/мин	Мощность N кВт	Крутящий момент, М Нм
1.1.1	1	950	3,19	32
		2	169,6	3,09	174

 

 

                                                       1.4. Расчет  зубчатой  передачи

 

1.4.1. Выбор  материала зубчатых передач 

 

 

 

В качестве материала зубчатых колес  используются углеродистые  и легированные стали, подвергнутые термообработке. Рекомендуемые  марки сталей и их термообработка представлены в таблице 1.5 

        Таблица 1.5

Марка стали	МПа	МПа	Термообработка
				HB - HB	вид
35	500-600 600-700 700-800 800-900	250 320 400 550	140-170 167-194 194-222 223-250	нормализация нормализация отпуск  отпуск
45	600-700 700-800 800-900	320 400 550	167-194 194-222 223-250	нормализация, закалка, отпуск улучшение, закалка отпуск, отпуск
40Л	530	300	153-196	нормализация
50	640 700-800	350 530	179-228 228-255	нормализация закалка, отпуск
40Х	700-800 800-900 900-1000	400 550 700	200-230 230-257 257-287	нормализация отпуск, отпуск
35ХГСА	760 1100	500 960	235 310	Закалка отпуск, отпуск

 

Для обеспечения прирабатываемости  зубчатых пар необходимо, чтобы шестерня была тверже колеса, то есть  HB   

Для нашего расчетного случая выбираем по таблице 1.6 для следующие материалы:

- для колеса - Ст50  (HB - НВ _тах = 179-228, = 640 МПа, = 350 МПа);

- для шестерни - Ст40Х (НВ_тт - НВ_тах = 200-230, = 700 МПа, = 400 МПа);

 

1.4.2. Определение допускаемых  контактных напряжений зубчатых  передач

Величина допускаемых  напряжений зависит от режима нагружения,

По условию задания у шестерни и колеса режим нагружения постоянный, работа длительная.

Соответствующее постоянному режиму допускаемое контактное напряжение равно:

для шестерни:  [ ] =

для колеса:  [ ] =

где:     - предел контактной выносливости:

          =2НВ_ср1 +70 = 2 215 + 70 = 500 МПа;

 = 2НВ_ср2   + 70 = 2 • 203,5 + 70 = 477 МПа,  

где:   средняя твердость  шестерни из Ст40Х (см. п1.4.1)

равна: НВ_ср1   =

 

Средняя твердость колеса из Ст50 (см.п.1.4.1)

  равна: НВ_ср2= = 203,5

  -   коэффициент,   учитывающий   шероховатость   поверхности,   рекомендуемый: =0,95 ... 1,   принимаем =1.

- коэффициент безопасности: рекомендуемый п_6ез = 1,1 ... 1,2, принимаем = 1,2.

 

Расчетное допускаемое  контактное напряжение [ ]н для прямозубой цилиндрической передачи    [ ]н =[ ] =398МПа

1.4.3. Определение  допускаемых напряжений изгиба  зубчатых передач

Режим нагружения шестерни и колеса постоянный, работа длительная. Соответствующее  постоянному режиму допускаемое напряжение изгиба равно: 

 

Для шестерни: [ ] = = МПа

 

Для колеса: [ ] = = МПа

 

где:    - предел изгибной выносливости:

для шестерни: = 1,8НВ_ср1 = 1,8 • 215 = 387 МПа

для колеса: = 1,8НВ _ср2 = 1,8 • 203,5 = 366 МПа    

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности: = 0,8 ... 1,2

        ( = 0,8     при грубом шлифовании, =1,2 при тонком шлифовании)

- коэффициент, учитывающий размеры деталей: = 1 ... 1,05

        (У_м =1 при диаметре, меньше 400 мм, У_м = 1,05 при диаметре больше 0,4м) 

-коэффициент, учитывающий упрочнение  детали: = 1,1... 1,3 (принимаем У_у = 1,2); 

- коэффициент запаса: рекомендуемый п₃ =1,3 ... 1,75, принимаем п₃ = 1,5.

 

1.4.4. Проектный  расчет закрытой цилиндрической передачи

При проектном расчете  определяются все параметры зубчатой передачи.

За исходные величины принимаются:

Крутящий момент М = 174  Н·м на 2-ом  валу (см. таблицу 1.4);

Передаточное число  зубчатой передачи U= 5,6: (см. п. 1.2);

Расчетное допускаемое  контактное напряжение [ ] :

               - для прямозубой передачи: [ ]    = 398 МПа (см. п. 1.4.2)

Коэффициент относительной ширины колеса _а :

   - для прямозубой передачи    рекомендуется: _а = 0,315; 0,4; 0,5;

принимаем: _а = 0,5;

Коэффициент нагрузки: рекомендуемый K = 1,1 ... 1,5; принимаем: К= 1,2. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: рекомендуемый К = 1,0 ... 1,1; принимаем: К = 1,02.

Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи   является основным параметром.

 

 

Прямозубая  передача

                                        

 

 

                                                                                                     

 

 

=(U+1)

 

Округляем по таблице 1.6 до ближайшего стандартного значения:    =140мм   

Таблица 1.6

Стандартные значения межосевого расстояния

, в мм

50

63

71

80

90

100

112

125

140

160

180

200

224

250

260

280

300

320

 

Определение ширины зубчатых колес

Ширина колеса:

В₂=   = = 70мм

Ширина шестерни:

В = В₂+ 5 = 70 + 5 = 75 мм

 

Определение модуля зубчатых колес

 

0,0 1   < т < 0,02

0,01·140< т <

               1,4 < т < 2,8 

 

 

Выбираем стандартное значение модуля т_ст по таблице 1.7  т_{ст  =} 2 мм.

Таблица 1.7

Стандартные значения модулей, в мм

тст ; тпст

1,5

1,75

2

2,25

2,5

2,75

3

3,5

4

4,5

5

5,5

6

7

8

9

|Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев Z :

 

Z

= =2·140/2=140 
 

 

 

где:   Z — должно быть целым числом. Поэтому при необходимости следует изменить .

Число зубьев шестерни Z

Z = 

 

Z =140/(5,6+1)=21,2

Округляем:                 Z = 21

Число зубьев колеса   Z = Z - Z = 140 - 21 = 119 .

 

Уточнение передаточного числа

После выбора электродвигателя (см. выше п. 1.2) было определено передаточное число цилиндрического редуктора (U = 5,6).

Однако последующий  точный расчет числа зубьев шестерни и колеса прямозубой передачи требует скорректировать передаточные числа.

Уточненное передаточное число U’: U’= = =5,66

Отклонение от исходного U :      e%=

 e%= меньше требуемых 5%

 

Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач

 

Делительный диаметр  шестерни d

  и колеса d

 

d = мм

d = мм

 

Диаметр вершин зубьев шестерни d

  и колеса d

d = d +2m=42+ мм

d = d +2m=238+ мм

 

Диаметр впадин зубьев шестерни d

и колеса d

d = d -2,5m=42- =37мм

d = d -2,5m=238- =233мм

Межосевое расстояние:

мм

 

 

1.4.5. Проверочный расчет  закрытой цилиндрической передачи  на контактную прочность

 

где: - межосевое расстояние ( см. п. 1.4.4: =140 мм );

        - уточненное передаточное число ( см. п. 1.4.4): =6,37;

        K  - коэффициент нагрузки (K=1,2);

       - крутящийся момент на 2 валу (см. таблицу 1.5: =195,7Нм);

       - ширина колеса ( см. п. 1.4.4): =70 мм

 

МПа

 

Отклонение расчетных контактных напряжений от допускаемых не должно превышать

e%=

, где: - см. п. 1.4.2

e%=

,

 Отклонение в пределах допускаемого

 

 

1.4.6. Расчет зубьев цилиндрических  зубчатых колес на изгибную  прочность

 

где:      К – коэффициент нагрузки: К=1,2

- окружное усилие на длительном  диаметре d

            у прямозубой передачи: = Н

              где:   - берется по таблице 1.5;

                         - получены в п. 1.4.4

           - коэффициент прочности по местным напряжениям (по таблице 1.8) определяется по числу прямых зубьев.

 

Коэффициенты прочности зубьев по местным напряжениям 

Таблица 1.8

Число зубьев Z,	15	20	25	30	40	50	60	80	100	150	200
Коэффициент	4,7	4,4	3,9	3,8	3,7	3,65	3,6	3,6	3,6	3,6	3,61

 

B - ширина прямозубого колеса:   B =70мм

m – модуль прямозубого колеса: m=2мм

К - коэффициент, учитывающий торцевое перекрытие зубьев: К =0,7

МПа

Полученное значение должно быть меньше допускаемых напряжений изгиба, см. п. 1.4.3:

МПа

45,1МПа

322 МПа 

Глава 2  КОМПОНОВКА  ЦИЛИНДРИЧЕКОГО ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА

2.1 Компоновка  цилиндрического зубчатого редуктора

В главе 1 были найдены основные геометрические параметры шестерни и колеса прямозубой передачи:

Межосевое расстояние:                       = 140 мм

Ширина  колеса:                                     В =70 мм

Ширина  шестерни:                                В =75 мм

Модуль:                                                   m = 2 мм

Делительный диаметр шестерни:         d =42 мм

Делительный диаметр колеса:              d =238 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:      d =46 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни:       d =37 мм

Диаметр вершин зубьев колеса:           d =242 мм

Диаметр впадин зубьев колеса:            d =233 мм

 

Компоновка включает наиболее удачное с конструктивной точки зрения взаимное расположение в полости редуктора всех его составных частей: зубчатых колес, валов, подшипников качения, манжет, деталей крепления.

Для качественного выполнения компоновки требуется знать современные  конструкции зубчатых колес и валов, а также особенности конструирования литого корпуса и крышек редуктора.

Компоновка осуществляется по плоскости разъема редуктора, так как на ней располагаются  в натуральных габаритах основные составные части редуктора: зубчатые колеса, валы, подшипники, крышки, уплотнение.

Процесс компоновки ведется  в следующей последовательности:

- вначале на плоскость  миллиметровки или чертежа наносятся  осевые линии шестерни и колеса  с расчетным межосевым расстоянием  , полученным в предыдущей главе.

- затем с учетом осей  вычерчиваются контуры шестерни 5 и колеса 16 с зубьями, находящимися  в зацеплении, по расчетным, полученным  ранее, диаметральным размерам 

d , d , d , d , d , d , а также расчетной ширине В и В . При этом учитываются особенности конструктивного исполнения шестерни и колеса при разных методах их изготовления (кузнечная штамповка, литье, механическая обработка проката), размеры обода S, ступицы S диска C, фасок f и f (об этом будет сказано ниже).

-после этого осуществляется ориентировочный выбор диаметров ступеней валов шестерни 5:   d₃, d₄,  d₅  и  колеса 19: d₆ , d₇,  d₈ , d₉ , а также выбираются размеры шпонок 1, 10, 14 (о чем будет рассмотрено ниже).

-наконец намечаются  размеры внутренней полости корпуса  редуктора (длина и ши 
рина) путем установления величины зазоров между торцами шестерни и корпусом , между вершиной зубьев колеса и корпусом и вершины зубьев шестерни и корпусом В нашем случае принимаем: = 10 мм, = 30 м (из рекомендуемых = 5...40 мм).

 

 

 

 

 

 

Рис 2.1. компоновка цилиндрического  зубчатого редуктора:

а) – с колесом одной ширины; б) – колесо с внутренним диском;

в) – шевронное колесо в паре с шестерней

 

 

 

 

 

- завершается компоновка  установкой в корпусе редуктора  пары подшипников 4 и 6 под вал-шестерню и пары подшипников 12 и 18 под вал 19 колеса (каждая пара состоит из одинаковых подшипников качения, взятых из каталога, приведенного в Приложении 2), а также манжетных уплотнений 2 и 11 по диаметрам ступеней валов d и d (см. Приложение 3), устанавливаемых в крышках 3 и 13.

При этом учитывается то, что ширину плоскости разъема корпуса редуктора по всему периметру рекомендуется принимать равной b = 40 мм, а толщину стенок корпуса редуктора равной = 10 мм.

Все крышки подшипников 3, 7, 13 и 17 рекомендуется устанавливать утопленными в корпус редуктора.

Далее по тексту рассматриваются  конструкции зубчатых колес и  порядок выбора ориентировочных диаметров ступеней валов и шпонок.

 

Конструкция цилиндрических зубчатых колес

 

На чертеже представлены конструкции прямозубых колес.

Шестерня прямозубой передачи 5 изготавливается заодно с валом в виде вала-шестерни из круглого проката или путем свободной ковки с последующей механической и термической обработкой.

Колесо прямозубой передачи 16 установлено на отдельном ступенчатом валу 19 с помощью шпонки 14. Оно изготавливается путем свободной ковки или из литья с последующей механической и термической обработкой.

При небольшой толщине колеса (до 30...40 мм) оно выполняется в виде диска 16 с небольшими (до 2 мм) углубления на боковых поверхностях. Это делается для того, чтобы обеспечивать точную обработку только торцов ступицы S и обода S, а не всей боковой поверхности.

При широких колесах (толщиной более 40 мм) с целью экономии металла рекомендуется изготавливать колеса с узким внутренним диском C, равным у прямозубой передачи по толщине C = 15 мм.