Ленточный транспортёр

Министерство  образования РФ

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

  
 
 

                                                                                Кафедра «КМиСТ» 
 

Курсовая  работа 

По  дисциплине материаловедение:

«Разработка технологического маршрута, термической  обработки стальных заготовок и  деталей машин». 
 

                                                          Выполнил: студент гр.11 ОПУТ

                                                                                    Трофимов Б. С.

                                                  Принял:   Матюхин В.И.                                                                              
 
 

Омск 2007г. 
 
 

   Содержание 

   Задание                                                                                                         3

   Введение           5

   1 Назначение, область применения и краткое  описание изделия  6

   2 Энергокинематический расчёт механизма      7

   2.1 Выбор  электродвигателя        8

   3 Выбор материала и вида термообработки. Расчет допускаемых напряжений                         

   3.1 Конструирование цилиндрической передачи редуктора   9

   4 Разработка вала привода                14

   4.1 Расчет вала привода                 14

   4.2 Расчет вала на усталостную прочность              15

5 Расчет  вала на усталостную прочность             21

6 Проверочный  расчет подшипников              23

7 Построение эпюры                23

   Заключение                  23

   

   Список  литературы                 24 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     Введение 

     Курсовой  проект по механике является первой расчётно-графической  работой, при выполнении которой  студенты применяют на практике знания, полученные на общетехнических дисциплинах: черчении, ТКМ, стандартизации и технических  измерениях.

     Целью курсового проектирования является закрепление и расширение теоретических  знаний, развитие расчётно-графических  навыков студентов, ознакомление с  устройством механизмов, их узлов  и деталей, привитие студентам навыков  самостоятельного решения простых  инженерно-технических задач.

     Курсовой  проект по механике представляет собой  совокупность конструкторских документов и состоит из трёх этапов: эскизного, технического и рабочего проектов. Эскизный проект включает кинематическую схему машины и компоновку редуктора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     1. Назначение, область применения и краткое описание изделия

   Ленточный конвейер — (англ. belt conveyor) транспортирующее устройство непрерывного действия с рабочим органом в виде ленты.

Ленточный конвейер является наиболее распространённым типом  конвейеров, он может служить для  перемещения насыпных или штучных грузов. Применяется на промышленных производствах, в рудниках и шахтах, в сельском хозяйстве. Груз перемещается по ленте в горизонтальной плоскости или под углом до 30° к горизонту.

   Часто конвейерная лента является одной из частей транспортирующего устройства. Например, зернопогрузчик применяющийся на механизированном току для сбора зерновой массы с площадки имеет щёточные скребки, далее зерно поднимается норией и попадает на ленточный конвейер который забрасывает зерно в кузов грузового автомобиля.

   Ленточные конвейеры бывают передвижными, переносными, поворотными и стационарными. Стационарные машины применяют для перемещения большого количества материалов на расстояние от 30 до 3000 м., а передвижные и переносные машины – для перемещения небольшого количества материала на расстояние от 2 до 20м. В практике применяют последовательно расположенные конвейеры для перемещения материала на десятки километров. Основное назначение стационарного конвейера – перемещение материалов в горизонтальном направлении до 80м и в наклонном направлении с подъемом 7м при полной длине рамы. 

     2. Энергокинематический расчёт механизма

     Приводом  в технике называется устройство, служащее для приведения в движение какого – либо исполнительного органа. В общем случае привод состоит  из источника энергии, механизма  для передачи этой энергии (движения) к исполнительному органу и аппаратуры для управления этим органом. В зависимости  от источника энергии различают  приводы: электрические, гидравлические, пневматические и другие. В качестве механизма для передачи энергии  от электродвигателя к исполнительному  органу может служить какая –  либо передача или комплекс передач. Энергокинематический расчёт механизма предназначен для определения основных его кинематических параметров: угловой скорости вращения всех валов или частоты их вращения, передаточных отношений всех передач, шага тягового вала, чисел зубьев зубчатых колёс, звёздочек передач, уточнения скорости рабочего органа.

     Исходные  данные:

     F_t = 0,7 кН =700 Н

        = 75 м/мин =1,25 м/с

     D =190 мм = 0,19 м

      = 1500 об/мин

      = 4

     2.1 Выбор электродвигателя 

1. Мощность  на выходном валу привода, кВт :

, где

F_t - нагрузка, Н

    - скорость, м/с 

2. Коэффициент полезного действия привода:

 

где  ηкп – КПД передачи конической;

ηцп – КПД передачи цилиндрической;

ηп – КПД передачи подшипники качения.     

     

3. Расчетная мощность электродвигателя, кВт:

 

;

. 

4. Синхронная  частота электродвигателя  выбирается по варианту задания

            

5. Выбираем электродвигатель, учитывая следующий критерий:

При требуемой  мощности двигателя см. таблицу №4

Определяем что электродвигатель типа 4А90L, ,

.

           ; 

6. Составляем уравнение кинематического баланса:

                    

где n₁ = n_эд = 1420 об/мин.

7. Определяем передаточное число редуктора

         

                  

           об/мин  ≈ 3 об/мин 

          u₁₂ – передаточное число редуктора. 

8. Определим погрешность в %

         

,

        . 

9. Силовые и  кинематические параметры валов  привода:

       ;      ;

             

         

           

где = (20…30) МПа (меньшая величина для быстроходных валов, большая для тихоходных валов), = (10…12)Мпа – для червяков

      Полученные  значения округляют до больших целых величин, оканчивающихся на 0 или 5,0 мм.

      Таблица 1

Силовые и кинематические параметры валов  привода

 

      Определение диаметров валов привода из расчета  их только на кручение при пониженных напряжениях, мм.

       МПа

         

       мм,

      принимаем мм.

       - для 2 вала (большая) принимаем 30 Мпа.

       мм,

      принимаем мм.

      

       

3. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

        В качестве материала для зубчатых колес примем:

а)для шестерни — сталь 45 (улучшение) с твердостью НВ₁ =207...250,    пределом прочности σ_в = 780 МПа, пределом текучести σ_Т = 440 МПа (для диаметра заготовки до 90 мм);

б) для колеса - сталь 45 (улучшение) с механическими характеристиками: НВ₂=180...207; σ_в = 690 МПа; σ_Т = 340 МПа (для диаметра заготовки 120...250мм).

         3.1. Определение допускаемых напряжений

     Для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением

коэффициент безопасности S_H = 1,1, предел контактной выносливости

поверхности зубьев шестерни

 МПа; 

зубьев  колес

МПа.

Базовое число циклов перемены напряжений

равно: для зубьев шестерни (НВ₁ =280) N_НО1 = 13,5 млн. циклов; для зубьев

колеса (НВ₂=260) N_НО2 =10 млн. циклов.

Суммарное число часов работы передачи равно

ч.

Суммарное число циклов перемены напряжений для  шестерни

 млн. циклов;

для колеса млн. циклов.

Так как  нагрузка постоянная, то эквивалентное  число циклов перемены

напряжений  , т.е. млн. циклов;

млн. циклов.

     Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжении больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем: и .

       Тогда допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

будут равны:

• у шестерни

 МПа;

• у колеса

МПа.

Для рассматриваемой косозубой передачи условное допускаемое

контактное  напряжение

МПа. 

       
 

    3.2 Допускаемые напряжения изгиба 

     По  табл. 2.3 для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности S_F =1,75, предел выносливости при изгибе 

• зубьев  шестерни

МПа;

• зубьев колеса

МПа.

   Так как нагрузка постоянная, то млн. циклов; млн. циклов. Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем и .

   

   

   Тогда допускаемые напряжения изгиба будут  равны:

• для шестерни

 МПа;

• для колеса

 МПа. 

     3.3 Предварительный выбор угла наклона зуба 

        Принимаем β = 10°. 

     3.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

     

     

     Для наших условий (твердость поверхностей зубьев меньше 350 НВ, симметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем по табл.4 ψ_bd = 0,8. 
 

     3.5. Проектный расчет на контактную прочность

     3.5.1 Определение предварительного значения начального диаметра шестерни 

     По  графику (см. рис. 2) для передачи 6 при ψ_bd = 0,8 и твердости зубьев меньше 350 HB выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца K_Hβ=1,05. Тогда начальный диаметр шестерни будет равен

       мм. 

              3.5.3. Определение нормального модуля передачи 

По табл.2.5 примем из первого ряда стандартное значение модуля

.

3.5.4. Определение межосевого расстояния передачи

 

Примем согласно рекомендациям п.1.5.3

             3.5.5. Определение суммарное чисел зубьев

  Примем =83.

               3.5.6 Числа зубьев шестерни и колеса

  Примем

 Тогда  

3.5.7. Определение фактическое значение передаточного числа 

            3.5.8. Действительный угол наклона зубьев 

           3.5.9.Определение размеров зубчатых колёс 
 

Условие  =63 мм выполнено.

Так как передача без смещения, то диаметры делительных  окружностей будут равны начальным, т.е. 
 

Диаметры вершин зубьев:

 шестерни    ;

 колеса          ;

Диаметры впадин зубьев:

шестрени   

 колеса        

Ширина венца  колеса:

Примем 

Ширина венца  шестерни  

Рабочая ширина зубчатого венца  

3.5.10 Определение окружной скорости зубчатых колес 

     3.5.10 Выбор степени точности зубчатых колес

     

     По  табл. 2.6 для косозубой передачи при V = 2,36 м/с принимаем 8-ю степень точности.

     3.6. Проверочные расчеты зубчатой передачи 

     3.6.1. Расчет на контактную выносливость

       Формула проверочного расчета

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных  зубьев,

.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес,  

Коэффициент торцового перекрытия

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину  контактных линий,

Окружная  сила в зацеплении

Н.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца,

K_Hβ=1,05 (см. подразд. 2.5.1).

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи,

δ_Н = 0,002 (см. табл.2.7).

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов  зацепления зубьев шестерни и колеса, g₀=56 (табл.2.8).

     Удельная  окружная динамическая сила 

Удельная  расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

Н/мм.

     Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

.

     Удельная  расчетная окружная сила

H/мм

     Действительное контактное напряжение

МПа,

что меньше допускаемого [σ_Н]=405МПа. 

     3.6.2 Расчет на выносливость по напряжениям изгиба 

     Эквивалентные числа зубьев

          Из рис.3 коэффициенты формы зуба ; .

Находим соотношения  ; .

   Делаем вывод, что слабым звеном по напряжениям изгиба является колесо, для которого и проведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

     Условие прочности зуба, колеса по напряжениям  изгиба

     Коэффициент, учитывающий наклон зуба,

.

     Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

     

венца, К_Fβ = 1,09(по графику рис.4).

     Коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи, δ_F =0,006(табл.9).

     Удельная  окружная динамическая сила

H/мм

     Удельная  расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

Н/мм.

     Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, 

     Удельная  расчетная окружная сила

Н/мм.

     Действительное напряжение изгиба

 МПа,

что меньше допускаемого значения [ ]= 236,5 МПа.

     Проверочные расчеты показали, что контактная и изгибная прочности соблюдаются. 
 

     6. Определение усилий в зацеплении 

        Окружная сила

Н

     Радиальная сила

Н

     Осевая  сила

Н 

     7.Компоновка  редуктора

     7.1 Расчет вала привода

     Исходные  данные:

     -межосевое  расстояние, а_w=63 мм,

     -диаметры  колес, d_w1=34,89 мм, d_w2=94,11 мм, d_a1=34,89 мм, d_a2=97,11 мм,

     

     -ширина венца колеса, b_w1=28, b_w2=26 мм,

     Диаметры  валов d_вал1=20, d_вал2=25 мм,

     Размеры ступиц колес:

     L_ст=D_ст=1,6·=1,620=32 мм,

     L_ст=D_ст=1,6·=1,625=40 мм,

     Мы  выбираем подшипники с номерами для  d_вал1 1000804,для d_вал2 1000805.

     δ=(0,025· а_{w цил}+1)=3,5 мм, примем =8 мм, с=8 мм

     =5 мм, с₂=5 мм,

     с₃=0,5·8=4 мм,

     с₄=1,2·8=9,6 мм,

     с₅=1,25·8=10,1 мм,

     с₆=5·1,5=7,5 мм,

     с₇=7 мм,

         к=f(d_болт)=24 мм,

     S=24+8+6=38 мм,

     D₁=32 мм,

     B₁=7 мм,

     R₁=0,5 мм,

     

     D₂=37 мм,

     B₂=7 мм,

     R₂=0,5 мм,

     h=4,8 мм,

     h₁=6 мм,

     h₂=h₁=6 мм,

     h₃=5 мм,

     h₄=5 мм,

     h₅=4 мм.

          7.2 Расчеты 1 вала

       1. Определить опорные реакции.

       Исходные данные:

       L=63 мм,

       L₁=70 мм,

       L₂=30 мм,

       L₃=33 мм.

     Плоскость XAZ

                        Rаb                 Fa Rbb