Привод к конвейеру

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО  ХОЗЯЙСТВА РФ

Федеральное государственное  образовательное учреждение

высшего профессионального  образования

«Пермская государственная  сельскохозяйственная академия

имени академика Д.Н. Прянишникова»

 

 

 

 

 

Кафедра: детали машин

 

 

 

Курсовой проект

По дисциплине: «Детали машин и основа конструирования»

На тему: «Привод  к конвейеру»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

Задание4

Введение5

1. Кинематический и энергетический расчет привода6

1. Общий КПД6
2. Мощность электродвигателя6
3. Частота вращения и выбор электродвигателя6
4. Фактическое передаточное число привода6
5. Моменты и частоты вращения на валах привода7
6. Срок службы привода7

2. Расчет передачи редуктора8

1. Исходные данные8
2. Выбор материала и расчет допустимых напряжений8
3. Расчет геометрических размеров передачи9
4. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость11
5. Проверочный расчет зубьев на изгиб12
6. Силы зацепления12

3. Расчет открытой цилиндрической передачи13

1. Исходные данные13
2. Выбираем материалы для изготовления зубчатых колес13
3. Допустимые напряжения изгиба13
4. Основные геометрические параметры передачи14
5. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба14
6. Силы, действующие в зацеплении15

4. Расчет ременной передачи16

1. Исходные данные16
2. Вращательный момент на ведущем шкиве16
3. Диаметр ведущего шкива16
4. Межосевое расстояние16
5. Длина ремня16
6. Уточняем межосевое расстояние передачи16
7. Угол охвата ремнем меньшего шкива17
8. Скорость ремня17
9. Необходимое число ремней17
10. Сила предварительного натяжения ремня17
11. Нагрузка на валы и опоры18

5. Эскизная компоновка редуктора18

1. Исходные данные18
2. Основные размеры валов18
3. Основные размеры корпуса редуктора20

6. Проверочный расчет валов22

1. Исходные данные22
2. Расчет реакции опор22
3. Изгибающие моменты в сечениях вала23
4. Проверочный расчет вала на усталостную прочность23

7. Проверочный расчет подшипников27

8. Проверочный расчет шпоночных соединений28
9. Выбор допусков и посадок сопряжений деталей редуктора28
10. Выбор способа и типы смазки28

Выводы28

Список литературы29

 

Введение

Современные высокопроизводительные машины обеспечивают многократное повышение  производительности труда человека.

Самым общим показателем  производительности машин может  служить их мощность, т.е. количество энергии в единицу времени, преобразуемое  в машине из одного вида в другой или используемое на производственный процесс- обработку или транспортирование  изделий. В настоящее время машины-двигатели (турбины) и машины-преобразователи (электрические генераторы) строят мощностью до 500000 кВт и проектируют  до 1000000 кВт.

Эффективность транспортных машин может быть охарактеризована грузоподъемностью и скоростью  передвижения.

Развитие техники и  средств автоматизации обеспечивает возможность автоматической работы отдельных машин, групп машин, цехов  и даже целых заводов с минимальным  участием человека.

Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что  в настоящее время трудно найти  такой предмет или продукт  потребления, который был бы изготовлен или доставлен без помощи машин. Без машин невозможно было бы современное  развитие наук, медицины, искусств, требующих  совершенных инструментов и материалов, были бы невозможны быстрые темпы  строительства промышленных и гражданских  сооружений, а также удовлетворение населения предметами широкого потребления.

Машины в обществе облегчают  труд рабочих и снижают вредность  и опасность отдельных видов  трудовых процессов.

Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного  хозяйства определяется тем, что  основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства  и сельского хозяйства производятся машинами. Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно  связан и в значительной степени  определяется уровнем машиностроения. 

1. Кинематический и энергетический расчет привода.
1. Общий КПД, коэффициент полезного действия двигателя.

В соответствии с заданной кинематической системой привода общий  КПД будет равен.

 

где: – КПД ременной передачи,

 – КПД пары  подшипников, 

 – КПД цилиндрической  косозубой передачи,

 – КПД цилиндрической открытой передачи, . [1, с.46]

2. Мощность электродвигателя.

Мощность на приводном  валу

 

Расчетная мощность двигателя

 

3. Частота вращения и выбор электродвигателя.

Частота вращения приводного вала будет равна

 

Где: D – средний диаметр приводной звездочки,

 

Оптимальное передаточное число  привода

 

Где: - передаточное число ременной передачи,

- передаточное  число цилиндрической косозубой  передачи редуктора, 

- передаточное число открытой цилиндрической передачи, [1, с.48]

Оптимальная частота вращения двигателя

 

Принимаем асинхронный двигатель  повышенного пускового момента, 3-х фазный, типа 4А112М4 (ГОСТ 19523-81) у  которого:

 

 

 – диаметр вала  двигателя.

4. Фактическое передаточное число привода.

Предварительно будет равно

 

Предварительно принимаем  для открытых передач:

 

 

Тогда:  

Выбираем значение передаточных чисел зубчатых передач по ГОСТ 2185-66

2-ой ряд

 

Окончательно принимается:

 

 

Фактическое общее передаточное число

 

5. Моменты и частоты вращения на валах привода.

Момент на валу двигателя:

 

Момент на быстроходном валу редуктора:

 

Момент на тихоходном валу редуктора:

 

Момент на приводном валу:

 

Частота вращения валов:

 

 

 

6. Срок службы привода.

Длительность работы привода  в часах:

 

где: – срок службы в годах,

- коэффициенты  использования оборудования соответственно  в течении года и суток.

 

2. Расчет передачи редуктора.
1. Исходные данные.

Момент на шестерне и колесе:

 

 

Частота вращения шестерни и колеса:

 

 

 

 

2. Выбор материала и расчет допустимых напряжений.

Для шестерни применяется  сталь 50

Термообработка улучшения:

Сталь 50 ТО-ул;

Сталь 40 ТО-ул; 

Средняя твердость:

 

 

Базовая контактная прочность:

 [1, с.59]

Для шестерни и колеса:

 

 

Минимальный коэффициент  запаса прочности:

 [1, с.58]

Коэффициент долговечности:

 – определяется расчетным путем или по графику [1, с.58],

для этого определяется базовое  и фактическое число циклов.

Базовая - , принимается в зависимости от твердости [1, с.59]

Для шестерни:

[1, с.58],

 

Фактическое число циклов:

 – определяется  по формуле:

, [1, с.58],

Где: с – число зацеплений зубьев за 1 оборот колес,

 

 

Коэффициент долговечности  при отношении

Для шестерни будет равен

 

 

 

 

Допустимое контактное напряжение определяется по формуле:

[1, с.57],

 

 

Коэффициент запаса прочности  при изгибе, принимается:

[1, с.61],

Базовая прочность на изгиб:

 

Коэффициент долговечности  при изгибе определяется:

[1, с.60],

Где: – базовое число циклов при изгибе, для всех сталей принимается:

[1, с.60].

т.к. , то получается:

 поэтому принимается:

 

Окончательное допустимое напряжение на изгиб для шестерни и колеса будет равно [1, с.60];

 

 

К дальнейшему расчету  принимается минимальное значение контактной прочности:

 

3. Расчет геометрических размеров передачи.

Межосевое расстояние из условия  контактной прочности определяется по формуле [1, с.62];

= 147 МПа

где: – коэффициент межосевого расстояния для косозубых передач

 – коэффициент изменения нагрузки по длине зуба, в предварительных расчетах принимается

 – коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния, при симметричном расположении колес относительно подшипниковых опор.

 

1634

 

 

По  межосевое расстояние принимается

Ширина венца колеса:

 

(принимаем) [1, с.389],

Нормальный модуль передачи:

 [1, с.62],

 

 

Суммарное число зубьев:

 

где: – угол наклона зубьев к образующей цилиндра, рекомендуется оптимальное значение , принимается .

Фактический угол наклона:

 

Число зубьев шестерни:

 

Число зубьев колеса:

 

 

Делительные диаметры шестерни и колеса:

 

 

 

 

Диаметр впадин зубьев:

 

 

Диаметр вершин зубьев:

 

 

 – фактическое  межосевое расстояние

 

 

 

 

4. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.

Условие контактной прочности  имеет вид:

[1, с.63]

 

 

Где: – коэффициент учитывающий свойства материала, для косозубых передач

 – коэффициент учитывающий форму зуба,

 

 

 – коэффициент  учитывающий торцевые перекрытия  зубьев,

 

 

 – коэффициент  торцевого перекрытия,

 

 

 

Окружная сила в полюсе зацепления,

 

 – коэффициент  изменения нагрузки при контактной  прочности,

 – коэффициент  изменения внешней нагрузки, принимается  для малой неравномерности

  

 

 – коэффициент  учитывающий изменение нагрузки  по длине зуба, при твердости  6 – графике, коэффициент

 

 – коэффициент  динамичности нагрузки, при окружной  скорости

 

 

 

 – коэффициент изменения нагрузки по линии зацепления,

 

 

 

Вывод: условие недогрузки соблюдается т.к. оно составляет меньше

5. Проверочный расчет зубьев на изгиб.

Условие прочности на изгиб  имеет вид:

 

 

Условие прочности на изгиб  для шестерни и колеса выполняется

где: – коэффициент изменения нагрузки при изгибе,

 

 

 – коэффициент  изменения нагрузки по длине  зуба при изгибе, при

 

 

 – коэффициент  динамичности нагрузки на изгибе,

 

 – коэффициент  изменения нагрузки по линии  зацепления при изгибе,

 

 

 – коэффициент  формы зуба при изгибе, для  шестерни при

 

 приведенном  числе зубьев шестерни и 

 для колеса при

 

 

 – коэффициент,  учитывающий наклон зубьев,

 

 

 

 – коэффициент,  учитывающий перекрытие зубьев

В косозубых передачах:

 

 

6. Силы зацепления.

Определяем окружные силы, действующие в зацеплении:

 

 Осевые

 

3. Расчет открытой цилиндрической передачи.
1. Исходные данные.

Момент на шестерне и колесе:

 

 

Частота вращения шестерни и колеса:

 

 

 

 

2. Выбираем материалы для изготовления зубчатых колес.

По рекомендациям таблицы (5.1) [1, с.57], принимаем для шестерни улучшенную сталь 45 , для колеса также улучшенную сталь 45

Расчетная твердость шестерни:

 

колеса:

 

3. Допустимые напряжения изгиба.

Для выбранного материала  и с учетом рекомендаций таблицы  (5.3) [1, с.61] предел выносливости зубьев:

шестерни:

 

 

 

Коэффициент запаса прочности 

Коэффициент долговечности  при изгибе определяем по формуле (5.16) [1, с.60]

при и Расчетное число циклов напряжений (ф.5.7) [1, с.58]:

для шестерни:

 

для колеса:

 

Итак, коэффициент долговечности:

шестерни:

 

колеса:

 

С учетом рекомендаций к  условию (5.17) [1, с.60], принимаем

Поскольку приложение нагрузки одностороннее, то [1, с.60].

Допустимые напряжения изгиба:

шестерни:

 

колеса:

 

4. Основные геометрические параметры передачи.

Модуль передачи (5.47) [1, с.67]

 

 

где: для открытой передачи Число зубьев шестерни

Принимаем Число зубьев колеса

Коэффициент  формы зуба определяем по числу зубьев [1, с.67]:

 Параметр  определяем по таблице (5.12) [1, с.67],

Коэффициент определяется по графику (5.7) [1, с.64]

Момент на шестерне

 – КПД цилиндрической открытой передачи, . [1, с.46]

Уточняя полученное значение модуля по [1, с.62]; принимаем

Диаметры делительных  окружностей:

Шестерни 

Колеса 

Межосевое расстояние передачи:

 

Ширина зубчатого венца   По [1, с.389] принимаем

5. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

Поскольку передача прямозубая цилиндрическая, то расчет ведем по формуле

 

предварительно определяя составляющие ее величины.

Окружная сила

Коэффициент нагрузки:

 

Где: при окружной скорости колес:

 

По таблице  назначаем степень точности передачи 9.

Коэффициент формы зуба шестерни колеса [1, с.67].

Определяем напряжение изгиба для наиболее слабого элемента по отношению 

Для шестерни:

 

Для колеса:

 

Итак, наиболее слабый элемент  – колесо. Поэтому напряжения изгиба рассчитываем для колеса:

 

 что больше допустимого  значения.

Степень перегрузки зубчатой передачи:

 

Поскольку полученная степень  перегрузки превышает , что недопустимо, корректируем ширину зубчатого венца колес:

 

Принимаем Вычисляем параметр

что допустимо.

Диаметр окружности вершин зубьев: шестерни

 колеса 

Диаметры окружностей  впадин зубьев: шестерни

 колеса

 

6. Силы, действующие в зацеплении.

Окружные 

Радиальные  (при угле зацепления ).

4. Расчет ременной передачи.
1. Исходные данные

 – передаваемая  мощность

 

Частота вращения:

 

 

Передача горизонтальная, нагрузка с умеренными точками, работа 1на сменная.

2. Вращательный момент на ведущем шкиве.

 

По таблице 7.2 с учетом полученного значения выбираем тип клинового ремня А (А).

3. Диаметр ведущего шкива.

  [1, с.119]

где: – коэффициент пропорциональности:

 

Из ряда стандартных значений диаметра выбираем

Диаметр ведомого шкива 

 

Из ряда стандартных значений диаметра выбираем

4. Межосевое расстояние.

[1, с.120]

где: - высота ремня, мм. [1, с.123]

 

Принимаем

5. Длина ремня.

[1, с.120]

 

 

 

Из ряда длин выбираем [1, с.120]

6. Уточняем межосевое расстояние передачи.

[1, с.120]

 

 

 

 

 

 

7. Угол охвата ремнем меньшего шкива.

 [1, с.120]

 

 

8. Скорость ремня.

 

 

9. Необходимое число ремней.

 

С учетом характера нагрузки и условий эксплуатации:

 

 

По таблице (7.3) [1, с.124], с учетом полученных значений диаметра ведомого шкива и скорости получаем Коэффициент

 

Где: – базовая длина клинового ремня

 

Коэффициент [1, с.123]

Коэффициент - определяем по приближенному числу ремней:

 Тогда

Требуемое число ремней:

 

Окончательно принимаем 

10. Сила предварительного натяжения ремня.

 

Где: – напряжение от предварительного натяжения

C учетом  напряжения Для клиновых ремней и площади поперечного сечения

 

11. Нагрузка на валы и опоры.

 

 

5. Эскизная компоновка редуктора.
1. Исходные данные.

Моменты на валах:

 

 

 

2. Основные размеры валов.

Из условия прочности  на кручение диаметр хвостовика быстроходного  вала будет равен:

 

Где: – допустимое напряжение на кручение, в предварительных расчетах принимается:

 

 

По  [1, с.389] принимаем диаметр быстроходного вала

Для хвостовика принимается  шпонка призматическая.

Длина шпонки

 

Где: – длина хвостовика быстроходного вала.

 

Шпонка 

 – глубина  паза втулки (ступицы)

Диаметр вала под подшипник  и манжету:

 

Из условия сборки подшипников  при установленной шпонке принимаем  подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии – подшипник 209.

Подшипник 209

 

 

 

 

 

 

Для уплотнения подшипников  принимаем манжету:

Манжета

 

Диаметр уступа после подшипника

 

 

 

Диаметр хвостовика тихоходного  вала.

 

Где:

 

По  [1, с.389] принимаем диаметр тихоходного вала

Длина шпонки

 [1, с.389]

 

Шпонка 

 

Диаметр вала под подшипник  и манжету:

 

Из условия сборки подшипников  при установленной шпонке принимаем  подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии – подшипник 211.

Подшипник 211

 

 

 

 

 

 

Для уплотнения подшипников  принимаем манжету:

Манжета

 

Диаметр уступа после подшипника:

 

 

3. Основные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенки корпуса редуктора:

[1, с.87]

 

 – принимаем  

Зазор между колесами и  стенкой редуктора:

 

 

Зазор между нижней точкой колеса и картера редуктора:

 

Объем масляной ванны определяется:

 

 

Диаметры стяжных болтов корпуса и крышки редуктора:

 – принимаем 

Болт 

Диаметр отверстия крепления  редуктора.

 

Болт 

 

 

Длина фланца корпуса редуктора

 

Наибольший габаритный размер редуктора:

 

 

 

Масштаб чертежа редуктора:

 

 

6. Проверочный расчет валов.
1. Исходные данные.

Силы действующие на вал:

Окружное усилие на колесо

 

Радиальное усилие

 

Осевое усилие

 

Усилие на хвостовик вала (консольная нагрузка)

[1, с.148]

 

Делительные диаметр колеса:

 

 

2. Расчет реакции опор.

Реакции опор вертикальной плоскости 

Равновесие относительно опоры 1

 

 

 

 

 

Условие равновесия относительно точки 3

 

 

 

 

 

Плоскость

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка:

 

 

 

 

 

 

3. Изгибающие моменты в сечениях вала.

Плоскость

 

 

 

 

 

Плоскость

 

 

 

 

4. Проверочный расчет вала на усталостную прочность.

Суммарные изгибающие моменты  в сечении вала.

 

 

 

 

Условие усталостной прочности  определяется коэффициентом запаса прочности и имеет вид:

 

Где: – коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения в соответствии с формулами:

 

 

Назначаем для изготовления тихоходного вала материал – сталь 

 у которой

Переменные составляющие циклов напряжений согласно формуле:

 

Где: – момент сопротивления сечения вала изгибу

 

 

 

Где: – момент сопротивления вала кручению,

 

 

 

Постоянные составляющие циклов напряжения:

 

 

Коэффициент концентрации напряжений:

При изгибе

 

При кручении

 

Где: – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении для посадки с натягом;

 

Коэффициент, учитывающий  качество поверхности при тонком шлифовании согласно таблицы (10.13) [1, с.156],

Коэффициент упрочнения материала  не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет  твердость  

Значит

 

 

 

 

Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.

 

7. Проверочный расчет подшипников.

Суммарная реакция в подшипниках

 

 

 

 

Согласно схеме нагружения вала осевую нагрузку воспринимает первая опора.

Из соотношения: 

Принимаем шариковые радиальные подшипники.

Из приложения 17 определяем, что для подшипника 211:

Согласно отношению

 

Где:

Значение  [1, с.198]

Из соотношения:

 

По таблице (11.14) [1, с.199] интерполированием получаем

Из соотношения:

 
Принимаем

В этом случае определяем эквивалентные  нагрузки по формулам:

 

 

Где:

Ресурс подшипника рассчитываем по третьей опоре, так как 

 

 

Следовательно, подшипник 211 нас устраивает, т.к. расчетный ресурс больше требуемого

 

8. Проверочный расчет шпоночных соединений.

Для передачи крутящего момента  от ступицы цилиндрического колеса на тихоходный вал редуктора согласно назначаем призматическую шпонку

Проверочный расчет шпоночных  соединений выполняем согласно формуле:

 

Где: диаметр вала – диаметр посадочного места под цилиндрическим колесом; глубина паза на валу (п.6) [1, с.390]

Для передачи крутящего момента  от ступицы цилиндрического колеса на быстроходный вал редуктора согласно назначаем призматическую шпонку

Проверочный расчет шпоночных  соединений выполняем согласно формуле:

 

Где: диаметр вала – диаметр посадочного места под цилиндрическим колесом; глубина паза на валу (п.6) [1, с.390]

Во всех случаях условие  прочности соблюдается т.к.

9. Выбор допусков и посадок сопряжений деталей редуктора.

Допуски и посадки выбираются по таблицам [1, с.186]

10. Выбор способа и типы смазки.

По контактной площади  выбираем тип смазки.

n

Где: – контактное напряжение, n - кинематическая вязкость.

 

Определяем кинематическую вязкость по таблице [2, с.173]

n

Для смазывания зацеплений примем картерную смазочную систему.

В редукторе будем использовать масло 

Для контроля уровня масла  применяем фонарный маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

Для слива загрязненного  масла предусмотрено сливное  отверстие, закрываемое пробкой с резьбой

 

 

Список литературы

1. Детали машин и основы конструирования / Под ред. Д 38 М. Н. Ерохина. – М.: КолосС, 2004. – 462 с.: ил. – (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений).
2. Конструирование узлов и деталей машин / Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр "Академия", 2004. -496с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя в 3 - х т. Т.3 – 9-е изд., перераб, и доп. Под редакцией Жестковой И.Н. – М.: Машиностроение, 2006. – 928 с.