Детали машин. 14

Учреждение образования «БЕЛОРУССКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ТЕХНОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

 

Факультет           ХТиТ_____________________________________________________                                                                                                                                                                                                                                      

Кафедра_____«Детали машин и ПТУ"_______________________________________

Специальность_____06____________________________________________________

Специализация_Технология неорганических веществ, материалов и изделий________________________________________________________________

 

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

КУРСОВОГО ПРОЕКТА

 

по дисциплине___________________________________________________________

      ___________________________________________________________

Тема____________________________________________________________________

________________________________________________________________________

 

 

 

 

 

 

Исполнитель

студент(ка)  3 курса группы  6  _____________   _____________________

         подпись, дата                  инициалы и фамилия

 

         

          Руководитель

     _______________________________  ______________  _______________        

должность, ученая степень, ученое звание подпись, дата              инициалы и фамилия

 

 

 

Курсовой проект защищен с оценкой__________

Руководитель__________________ ______________________

            подпись                                                                            инициалы и фамилия

 

 

 

 

 

Минск 2009

                    

Реферат

Пояснительная записка 46 с., 16 рис., 2 табл., 4 источника.

 

РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛ, МОДУЛЬ, ШПОНКА,  ДВИГАТЕЛЬ, СМАЗКА, КОЛЕСО,  ШЕСТЕРНЯ.

 

Целью выполнения курсового проекта  является проектирование привода подвесного цепного конвейера.

Произведены кинематические и силовые  расчеты привода. По современным  методикам проведены проектные  и проверочные расчеты клиноременной передачи, закрытой зубчатой передачи, расчет валов, подшипников, корпуса редуктора и рамы привода. Расчет должен обеспечить необходимую работоспособность отдельных узлов, а также экономическую целесообразность их изготовления. 

В результате спроектирован привод ленточного конвейера оптимальных  размеров и долговечностью узлов не менее 30 тыс. часов.

 Графическая часть включает:

 –  эскизная компоновка редуктора – 1 лист миллиметровой бумаги формата А1;  

 – сборочный чертеж редуктора – 2 листа А1; 

 – чертежи деталей – 2 лист А2, 1 лист А3;

 – иллюстрационный материал.

 

 

 

 

 

Введение

 

Целью данного курсового проекта  является создание проекта привода  к ленточному конвейеру.

Данный привод состоит  из электродвигателя, открытой клиноременной передачи, закрытого цилиндрического редуктора и зубчатой муфты. Электродвигатель является источником механической энергии в приводе. Клиноременная передача соединяет вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора. Она компенсирует возможные погрешности при монтаже привода.

Редуктор уменьшает частоту  вращения до требуемой величины и  увеличивает крутящий момент на валах.

На выходе находится муфта. Она  так же компенсирует возможные погрешности при монтаже привода.

 

 

 

 

1 Общая характеристика работы узлов и передач привода

Кинематическая  схема привода приведена на рисунке 1.1.

 

 

Рисунок 1.1- Кинематическая схема привода

 

Передача предназначена для  увеличения крутящего момента за счет уменьшения угловой скорости. Электродвигатель (на рис. 1.1 под первым номером) передает крутящий момент на ременную передачу (на рис. 1.1 под номером 2) с передаточным числом  U = 5 (угловая скорость вращения уменьшается, крутящий момент увеличивается), затем крутящий момент передается на закрытую цилиндрическую передачу, представленную на рис. 1.1 под номером 3 , имеющую передаточное число U = 6, и далее через зубчатую муфту (на рис. 1.1 под номером 4) на рабочий орган.

Преимуществом цилиндрической передачи является то, что у нее большой  диапазон пердаваемых мощностей, долговечность, высокий КПД, постоянное передаточное число, простота обслуживания, однако недостатком передачи является сложность изгатовления, возникновение осевой нагрузки, которая смещает зубчатое колесо в осевом направлении и тем самым воздействует на опоры.

Достоинством ременной передачи является большая передоваемая скорость, простота конструкции, возможность передачи крутящего момента на большие расстояния, плавная и бесшумная работа, но недостатком является ограниченая передаваемая мощность (связано с натяжением ремня), невозможность применять передачу во взрывоопасном помещении, т.к. во время трения ремня о шкив происходит накопление статического электрическтва. 

 

 

 

Муфтами называются устройства, которые соединяют  между собой валы или валы, с  находящимися на них деталями для  передачи вращающего момента. На работу муфты существенно влияют толчки, удары, колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

 

2 Выбор электродвигателя и кинематический  расчет привода

 

Выполнение  проекта следует начинать с выбора электродвигателя по каталогу, для чего надо определить требуемую для привода мощность.

Рисунок 2.1 – Кинематическая схема привода

 

Требуемую мощность электродвигателя Р₁ находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

      (2.1)

где Р_вых – мощность на ведомом валу привода,  Вт; 

       h_о – коэффициент полезного действия привода.

Р_вых = F_t V,                                                     (2.2)

где F_t – тяговое усилие, Н;

      V – скорость цепи, м/с.

      F_t = 2,8кН, V = 1,00 м/с – по условию

Р_вых =2800

1,00=2800 Вт.

                                          

                             (2.3)

где  h_м – коэффициент полезного действия муфты;

        h_зз – коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

        h_рем– коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

        h_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

Значения  КПД элементов привода выбраны  по табл. 2.1 [1]:

      

 

 

 

 

 

       h_м = 0,99;

        h_зз = 0,97;

        h_рем = 0,95;

        h_пп = 0,99.

Определяем  значения мощностей на двигателе:

Вт.

Ориентировочное передаточное число:

      (2.4)

где  U₁^ор – ориентировочное передаточное число закрытой цилиндрической передачи;

       U₂^ор – ориентировочное передаточное число клиноременной передачи;

       Принимаем по табл. 2.2 [1] U₁^ор = 5; U₂^ор = 5.

Принято конструктивно.

Ориентировочная частота вращения на валу двигателя:

     (2.5)

где  n_вых – частота вращения на ведомом (тихоходном) валу, с^-1,

       - ориентировачное передаточное число двигателя.

,                                                (2.6)   

где  n_вых – частота вращения на ведомом (тихоходном) валу, с^-1,

       ω_вых – угловая скорость на ведомом валу, с^-1.

 

 

(2.7)где  D – диаметр барабана, мм;

        V – скорость цепи, м/c;

 

Ориентировочная частота вращения на валу двигателя:

 

По табл. 2.8 [1] выбираем электродвигатель 4А100L4 с мощностью Р_дв  ³  Р₁ и действительной частотой вращения n_дв близкой к n_дв.ор..

Р_дв = 4 кВт; n_дв = 1430 мин^-1. 

В дальнейшем расчет ведется по Р_дв и n_дв. Общее передаточное число привода:  

                                                                            _(2.8)  

_{где  nвых – частота вращения выходного вала привода;}

_{nдв – частота вращения двигателя:}

Разбиваем общее  передаточное по отдельным ступеням:

U₁ = 6; U₂ = 5;

Определяем  мощности на каждом валу:

      (2.9)

где  P₁ – мощность на первом валу, Вт;

        P₂ – мощность на втором валу, Вт;

        h_рем – коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

        h_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 Вт.

     (2.10)

где  P₃ – мощность на третьем валу, Вт;

       P₂ – мощность на втором валу, Вт;

       h_зз – коэффициент полезного действия закрытой косозубой цилиндрической передачи;

       h_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 Вт.

               (2.11)

где  P₁ – мощность на первом валу, Вт;

       P₄ – мощность на четвертом валу, Вт;

       h_о – коэффициент полезного действия привода;

                                          Вт.

Определение частот вращения валов  привода:

,                                         (2.12)

где n₁ – частота вращения на первом валу, мин^-1;

       n_дв – частота вращения двигателя, мин^-1.

 мин^-1.

,                                        (2.13)

где n₁ – частота вращения на первом валу, мин^-1;

      n₂ – частота вращения на втором валу, мин^-1;

      U₂ – передаточное число клиноременной передачи. 

 286 мин^-1.

,                                        (2.14)

где n₂ – частота вращения на втором валу, мин^-1,

      n₃ – частота вращения на третьем валу, мин^-1,

      U₁ – передаточное число закрытой цилиндрической передачи,

 47,67 мин^-1.

                                        (2.15)

где n₃ – частота вращения на третьем валу, мин^-1,

      n₄ – частота вращения на четвертом валу, мин^-1,

  мин^-1.

Определяем  угловые скорости на каждом валу:

      (2.16)

где  w₁ – угловая скорость на первом валу, с^-1;

       n₁ – частота вращения на первом валу, мин^-1 .

 с^-1.

 

                                                                                       

  (2.17)  

где  w₂ - угловая скорость на втором валу,  с^-1;

       n₂ - частота вращения на втором валу,  мин^-1.   

         с^-1.

      (2.18)

где  w₃ - угловая скорость на третьем валу, с^-1;

       n₃ – частота вращения на третьем валу, мин^-1.

             с^-1.

                                                          _(2.19)

где w₃ – угловая скорость на третьем валу, с^-1;

      w₄ – угловая скорость на четвертом валу, с^-1.

Определяем  крутящие моменты на валах привода:

                                                      (2.20)

где  P₁ – мощность на первом валу, Вт;

       w₁ – угловая скорость на валу двигателя, с^-1 .

 Н×м.

                                                        (2.21)

где P₂ – мощность на вторм валу, Вт;

w₂ – угловая скорость на втором валу, с^-1 .

 Н×м.

                                                      (2.22)

 

где  P₃ – мощность на третьем валу, Вт;

       w₃ – угловая скорость на третьем валу, с^-1 .

 Н м.

                                                     (2.23)

где  P₄ – мощность на четвёртом валу, Вт;

       w₄ – угловая скорость на четвёртом валу, с^-1 .

 

 Н×м.

Проверочный расчет крутящих моментов:

21,134 Н·м.

      (2.24)

где Т₁ – крутящий момент на первом валу, Н м;

      Т₂ – крутящий момент на втором валу, Н м;

      U₂ – передаточное число клиноременной передачи;

       η_рем – коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

       η_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 = 21,134 · 5 · 0,95 0,99=99,383  Н·м.

                                       ,                                   (2.25)

где Т₃ – крутящий момент на третьем валу, Н м;

      Т₂ – крутящий момент на втором валу, Н м;

      U₁ – передаточное число закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

       η_зз – коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

       η_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 = 99,383 · 6 · 0,97 · 0,99 = 572,625 Н·м.

                                             

,                                                     (2.26)

где Т₃ – крутящий момент на третьем валу, Н м;

      Т₄ – крутящий момент на четвертом валу, Н м;

      η_м – коэффициент полезного действия муфты;

       η_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 = 572,625 · 0,99 · 0,99 = 561,23  Н·м.

Полученные данные вносим в таблицу 1.1

Таблица 1.1 - Сводная таблица результатов

Номер Вала	Мощность Р, Вт	Угловая скорость ω, с-1	Частота вращения n, мин-1	Крутящий момент Т, Н·м
1	3163.127	149.67	1430	21.134
2	2974.92	29.93	286	99.396
3	2856,82	4.989	47.67	572.62
4	2800	4.989	47.67	561.23

 

 

3 Расчет клиноременной передачи

 

В клиноременной  передаче поперечное сечение ремня  имеет форму клина. Такая форма  обеспечивает увеличение силы трения между ремнем и шкивом за счет эффекта  заклинивания. Вследствие этого сила предварительного натяжения ремня  меньше, чем у плоскоременных передач, что приводит к уменьшению сил, действующих  на опоры, а также уменьшению диаметра шкивов и увеличению передаточного числа. Основные геометрические и силовые параметры ременной передачи приведены на рисунке 3.1. 

Рисунок 3.1 –  Геометрические и силовые пареметры ременной передачи

 

Расчет  ведется в следующей последовательности:

1) В зависимости от крутящего момента: Н×м, по таблице 7.4 [2]

выбираем тип ремня и минимальный  диаметр малого шкива:

     D₁ = 90 мм.

2) Диаметр ведомого шкива

                         (3.1)

где U₂ – передаточное число ременной передачи;

       D₁ – диаметр малого шкива, мм;

       ξ – коэффициент скольжения  ремня (ξ=0,01-0,02).

мм

Принимаем диаметр ведомого шкива равный ближайшему стандартному значению по ГОСТ 17383 D₂ = 315 мм.

3) Уточненное передаточное число:

     (3.2)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

      x – коэффициент скольжения ремня.

 

 

 

 

Отклонение  от требуемого значения не превышает 10%.

4) Окружную скорость ремня V определяем по формуле:

     (3.3)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

       ω₁ – угловая скорость вращения первого вала, с^-1.

5) Межосевое расстояние выбирается  по формулам:

а)  минимальное межосевое расстояние

,     (3.4)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

       h – высота ремня, мм. Определяется по таблице 7.5 [2]: h=8.

мм

б) максимальное межосевое расстояние найдем по формуле:

      (3.5)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм

мм

Принимаем межосевое расстояние a_пр = мм.

1. Длина ремня определяется по формуле:

   (3.6)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

       а_пр – межосевое расстояние, мм.

 мм

Принимаем ближайшее стандартное  значение L=1800 мм

2. Уточняем межосевое расстояние а, при выбранной длине ремня:

                                  (3.7)

где ∆₁ = мм;

       ∆₂ = мм;

        L – длина ремня, мм.

 

3. Определяем угол обхвата на малом шкиве по формуле:

      (3.8)

где α  – угол обхвата;

      D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

       а – межосевое расстояние, мм.

4. Требуемое число ремней для передачи заданной мощности определяется

по формуле:

,     (3.9)

где Р₁ – предаваемая мощность, Вт;

      [P]- допускаемая мощность на один клин ремня при заданных условиях работы, определяемая по формуле:

_,    (3.10)

где K_p – коэффициент, учитывающий влияние режима работы, принимается по таблице 7.3 [2] К_р=1 при спокойной работе передачи;

       P₀ – значение мощности, передаваемое в стандартных условиях одним клиновым ремнём, кВт, принимается по таблице 7.6 [2] (P₀=0,84 кВт);

К_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, определяемый по формуле:

 =0,938.                                             (3.11)

 

_{[P]=0,84*0,938*1=0,788}

 

 

 Принимаем  число ремней z=3.

_________________________________asdasfsafsafsadfsdfsd

10) Расчет ремня на долговечность  осуществляется проверкой частоты  пробегов ремня на шкивах по формуле:

  ,                                                               (3.12)

11) Сила предварительного  натяжения одного ремня:

     (3.13)

где  F₀₁ – сила предварительного натяжения одного ремня, Н;

             P₁ – мощность на первом валу, кВт;

        V – окружная скорость ремня, м/c;

        K_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхввата, определяемой по формуле;

       K_p – коэффициент, учитывающий влияние режима работы. Принимаем по таблице 7.3 [2];

       q – масса 1 м длины ремня, кг. Принимаем по таблице 7.5 [2].

12) Сила, действующая на валы:

                                (3.14)

где F₀₁ – сила предварительного натяжения одного ремня, Н;

      Z – число ремней;

      α – угол обхвата на малом  шкиве. 

 Н

13) Определяем параметры шкивов.

Количество спиц шкивов определяется по формуле:

                                               (3.15)

где D₁₍₂₎ – диаметр шкива, мм;

n₁=

.

Т.к. n₁<3, то ведущий шкив выполняют с диском.

Т.к. n₂>3, то ведомый шкив выполняют со спицами. Принимаем количество спиц равное 4.

Длина большей оси эллипса спицы  равна:

                                                (3.16)

где F_t – окружная сила, Н;

       [σ_и] – допускаемое напряжение изгиба, МПа. Для чугуна [σ_и]=30 МПа.

                                                   (3.17)

где Т₁ – крутящий момент на первом валу, Н м;

       D₁ – диаметр ведущего шкива, мм.

.

h=

.

Полученное значение округляем  до целого h=51 мм.

Длина малой оси эллипса определяется по формуле:

а=0,4 h,                                                      (3.18)

где h – длина большей оси эллипса, мм.

а=0,4

51=20,4 мм.

Наружний диаметр ступицы определяем по формуле:

d_ст=(1,6-2) d_в,                                                  (3.19)

где d_в – диаметр вала, мм.

d_ст=1,6

30=48 мм.

Длина ступицы:

_,                                                                       (3.20)

где B – ширина обода, мм;

       d_в – диаметр вала, мм.

B=(Z-1) t+2 f,                                                 (3.21)

где Z – число канавок;

       t, f – размеры профиля канавок, мм. Принимаем по таблице 8.11 [2] t=15,3 мм,

f=9.

В=(4-1)

15,3+2 9=63,9 мм.

Рисунок 3.2 – Конструкция ведущего шкива

Рисунок 3.3 – Конструкция ведомого шкива 

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

 

Расчет цилиндрических прямозубых, косозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354 – 75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливисть активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость при изгибе.

В данном курсовом проекте  расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (Х = 0). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений N_HE больше базового числа циклов N_HO. Для этого случая коэффициент долговечности K_HL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным K_HL = 1.

4.1 Проектировочный расчет

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения  размеров. Предварительно выбирают материалы  зубчатой пары таблица 3.1 [2].

В качестве материала для изготовления зубчатого колеса  используем сталь 45, а для шестерни используем сталь 50. Твердость для колеса принимаем НВ = 179-207, термообработка - нормализация; а для шестерни – НВ = 179-228,термообработка – нормализация. Механические свойства: предел прочности для колеса σ_в = 600 МПа, предел текучести σ_Т = 320 МПа, а предел прочности для шестерни σ_в = 628 МПа, предел текучести σ_Т = 343 МПа

1. σ_Hi-допускаемые контактное напряжение (МПа), расчитываем по формуле:

                                (4.1)

где σ_Нlim- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), расчитываем по формуле;

      S_Н -коэффициент запаса прочности, принимаем по таблице 3.1 [2] S_Н= 1,1;

     По ГОСТ 21354:

                                           (4.2)

где  σ_Нlimb- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:

                                                                                   (4.3)

 

 

 

 

 

 

для шестерни:

 МПа,

для колеса:

 МПа.

По таблице 3.1 [2] принимаем:

 МПа - для шестерни;

МПа -  для колеса.

 МПа  - для шестерни;

 МПа  - для колеса;

МПа.                        (4.4)

2. Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе найдем по формуле:

                                                                                                                        (4.5)