Привод к ленточному конвейеру. 4
Министерство по науке и образованию РФ
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
"Тихоокеанский государственный университет"
Кафедра «Детали машин»
ПРИВОД К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ
пояснительная записка к курсовой работе
КР 05.07.00.00 ПЗ
Разработал: студент группы УИ-91 Ли Хва Дя Руководитель проекта: Комков Вячеслав Григорьевич.
СОДЕРЖАНИЕ
Введение 3
- Выбор электродвигателя 4
- Кинематический и силовой расчет привода 6
- Расчет механических передач 8
- Ориентировочный расчет валов 16
- Конструктивные размеры зубчатых колес 19
- Конструктивные размеры корпуса редуктора 20
- Проверка долговечности подшипников 21
- Проверка прочности шпоночных соединений 26
- Выбор посадок деталей редуктора 27
- Выбор соединительных муфт 27
- Выбор смазки 27
Список использованных источников 28
РЕФЕРАТ
Курсовая работа содержит 1 лист чертежа формата А1, 1 лист чертежа формата А2, пояснительную записку на 33 листах формата А4.
Привод, электродвигатель, редуктор, расчет кинематический, передаточное отношение, передача зубчатая с коническими прямозубыми колесами, расчет проектировочный, расчет проверочный, вал, коническое зубчатое колесо, корпус редуктора, подшипник, шпонка.
Целью проекта является разработка привода к ленточному конвейеру.
В ходе работы над проектом был выбран электродвигатель, проведены кинематический и силовой расчет привода, расчет механических передач, валов редуктора, определены конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса, выбраны и проверены на долговечность подшипники, проверена прочность шпоночных соединений.
В результате работы разработаны сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей редуктора.
ВВЕДЕНИЕ
Согласно заданию требуется
разработать привод ленточной пилы,
состоящий из электродвигателя, одноступенчатого
цилиндрического зубчатого
Требуется выбрать электродвигатель,
рассчитать зубчатую передачу, спроектировать
и проверить пригодность
Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.
Форма и размеры деталей редуктора определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.
При расчёте и проектировании ставится
цель получить компактную, экономичную
и эстетичную конструкцию, что может
быть достигнуто использованием рациональных
материалов для деталей передач,
оптимальным подбором передаточного
числа передач, использованием современных
конструктивных решений, стандартных
узлов и деталей при
- ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
- Кинематическая схема привода и
индексация кинематических звеньев
Рис 1.1 Кинематическая схема привода
Привод состоит из электродвигателя и, цепной передачи и одноступенчатого конического редуктора. Движение передается от электродвигателя через зубчатую передачу 1-2 на выходной вал редуктора 2-3, через цепную передачу 3-4 передается движение на выходной вал 4, который выходит на барабан пилы.
Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:
1 – вал электродвигателя;
2 -3 –входной вал редуктора;
4 – выходной вал редуктора.
В дальнейшем, параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.
1.2 Выбор электродвигателя
Общий КПД привода:
- Общий КПД привода /1.стр.4/;
где - КПД отдельных передач и подшипников , m – количество пар подшипников.
КПД отдельных передач принимаем из табл.1.1. /1.стр.5./.
=0,95 – КПД ременной передачи;
=0,90 - КПД зубчатой передачи коническими колёсами;
=0,99 - КПД пары подшипников;
=0,98 - КПД муфты.
.
1.3.Потребная мощность электродвигателя
- потребная мощность
где Рвых – мощность на приводном валу, кВт;
кВт.
1.3 Определение
ориентировочной частоты
Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна
n’ЭД = n4×U’общ,
где n4 – частота вращения тихоходного вала привода, мин-1;
U’общ = U’12×U’34 – ориентировочное общее передаточное отношение;
U’12, U’34– ориентировочные передаточные числа передач привода, принимаются по таблице 1.2 [2];
Принимаем U’12 =3, U’34 =4, тогда U’общ = 4×3 = 12,
n’ЭД = 150×12 = 1800 об/мин.
По табл. 1.3 стр. 6 [1] выбираем электродвигатель с ближайшим к n’ЭД и Р’ЭД значениями. Таковым электродвигателем является 4А112М4.
Его параметры: РЭД = 5,5 кВт, nЭД = 1430 об/мин, .
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ
2.1. Определение расчетных передаточных чисел
Общее передаточное отношение привода:
Uобщ = nЭД / nб
Uобщ = 1430 / 150 = 9,533.
Принимаем U34=3,85, тогда U12 =Uобщ / (U34 )= 9,533/(3,85) = 2,476;
Принимаем окончательно U12 = 2,476 , U34 = 3,85.
2.2. Определение частоты вращения валов
n1 =nэд =1430 об/мин;
n23 =n1/U12 =1430/2,476 = 577,54 об/мин;
n4 =n23/U34 = 577,54/3,85 = 150,0103 об/мин.
2.3.Угловые скорости валов
w = p×n / 30
w1 = wэд = p×nэд / 30 = 3,14×1430 / 30 = 149,673 рад/c;
w23= p×n23 / 30 = 3,14×577,54 / 30 = 60,449 рад/с;
w4= p×n4 / 30 = 3,14×150,0103 / 30 = 15,701 рад/с.
2.4. Определение мощностей на валах
Мощность на валу электродвигателя
Р1 = Р’эд·hм = 5,48·0,98=5,37 кВт;
Мощность на входном валу редуктора
Р23= Р1·h12 ·hп = 5,37·0,95·0,99 = 5,05 Вт;
Мощность на выходном валу
Р4 = Р23·h34·hп = 5,05·0,90·0,99 = 4,49 кВт.
2.5. Определение крутящих моментов на валах
Крутящий момент на валу электродвигателя
Т1= Р1/ w1 = 5370 / 149,673= 35,878 Нм;
На входном валу редуктора
Т23 = Т1·U12·h12·hп = 35,878·2,476·0,95·0,99 = 83,548 Нм;
Мощность на выходном валу
Т4 = Т23·U34·h34·hп = 83,548·3,85·0,9·0,99 = 286,599 Нм;
Результаты расчета сводим в таблицу.
Таблица 2.1. Данные кинематического расчета.
Индекс передачи, № |
Передаточное число, U |
Индекс вала, № |
n, об/мин |
P, кВт |
T, Нм | |
1-2 |
2,476 |
1 |
1430 |
5,37 |
||
|
2-3 |
577,54 |
5,05 |
||||
|
3-4 |
3,85 | |||||
4 |
150,01 |
4,49 |
3.Расчет передачИ ПРИВОДА.
3.1 Расчет передачи привода
Рис. 3.1 Эскиз конической передачи
Таблица 3.1 Исходные данные для расчёта
Наименование |
Обозначение |
Величина и размеры |
Источник |
Крутящий момент на шестерне |
Т1=35,878 |
Нм |
Кинематичес- кий расчет |
Крутящий момент на колесе |
Т2=83,548 |
Нм | |
Передаточное число |
U12 =2,476 |
||
Частота вращения шестерни |
n1=1430 |
с-1 |
3.1.Выбор материала зубчатых колёс
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требованиям к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.
Зубья колес из улучшенных сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность.
Предел текучести:
Ϭт1=650 МПа;
Ϭт2=540 МПа.
Таблица 3.2
Звено |
Материал |
Тип термообр. |
Твердость |
Шестерни |
Сталь 45 |
Улучшение |
270НВ1 |
|
Колеса |
Сталь 45 |
Улучшение |
245НВ2 |
3.2. Определение допускаемых контактных напряжений
В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны ,
где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
Sн - коэффициент безопасности. (Sн=1,1 , т. к материал с однородной структурой).
,
где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
- коэффициент долговечности.
,
где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.
- эквивалентное число циклов перемены напряжений.
.
При постоянной нагрузке NHE =NE
,
где n – частота вращения рассчитываемого колеса, об/мин
с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;
- суммарное время работы
,
где Zгод – срок службы передачи;
- коэффициент использования передачи в течение года;
- коэффициент суточного использования;
часов
Шестерня 1:
по табл.4.1 /4.стр.14/
Н/мм2
,
При для переменной нагрузки принимают =1. В остальных случаях 2,4.
Принимаем
Н/мм2
Н/мм2
Колесо 2:
МПа
Принимаем
Н/мм2
МПа
Допускаемые напряжения для зубьев шестерни и колеса различные ввиду разной твердости поверхности. В качестве расчетного принимается меньшее из значений и .
Н/мм2.
3.3 Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб
,
где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений; SF - коэффициент безопасности (SF=1,75);
- предел выносливости при
изгибе, соответствующий базовому
числу циклов изменения
По 4.2.2. /4.стр.16/ принимаем
;
Для зубчатых колёс с твёрдостью и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдости mF=6.
При принимается .
NFO – базовое число циклов перемены напряжений;
NFE = NHE
- эквивалентное число циклов перемены напряжений;
Шестерня 1:
Н/мм2
Принимаем
Н/мм2
Для углеродистых и легированных сталей при улучшении SFM = 1,75;
МПа
Колесо 2:
МПа
Принимаем
МПа
МПа
3.4 Определение коэффициентов нагрузки.
Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:
- при
расчёте на контактную
- при
расчёте на изгибную
где , - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
, - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).
Значение коэффициентов
ГОСТ 21354-75 устанавливает 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Используем схему 1.
Рисунок 3.2 Схема расположения зубчатых колёс относительно опор
Тогда значение коэффициентов концентрации нагрузки можно определить из графиков, ориентируясь схему.
Параметр выбираем по таблице 6.3 [2]. При расчете прямозубых конических колес при коэффициенте ширины зубчатого венца:
KHB=b/Re=0.285
,
- передаточное число
Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /4.стр.22/ при и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки ; .
Значения коэффициентов и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.
Окружную скорость определяем по формуле 5.4 /4.стр.23/
,
где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, 1/мин;
- вспомогательный коэффициент;
- момент на колесе рассчитываемой пары, Нм.
По табл.5.1. /4.стр.23/ принимаем
м/с
Назначаем 7-ю степень точности. Но при расчете прямозубых конических передач степень точности условно принимается на одну больше фактической, т.е. если колеса 7-й степени точности, то динамические коэффициенты выбираем по 8-й степени точности.
Следовательно (табл. 5.3,[2]); (таблица 5.4,[2]).
.
3.5 Расчет передач по контактным напряжениям
Основной критерий работоспособности и расчёта – контактная выносливость рабочих поверхностей зубьев. Из условий контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев определяем диаметр внешней делительной окружности колеса, мм:
,
где - крутящий момент на валу колеса, ; - допускаемое контактное напряжение, ;
мм
Полученное значение округляем до ближайшего большего по ГОСТ 12289-76 (таблица 2.2 [3]), создание которого объясняется достижением возможности централизованного изготовления заготовок. Таким образом, получаем =200 мм.
Определяем модуль на внешнем делительном конусе
Предварительно зададим число зубьев шестерни и определим число зубьев колеса.
внешний окружной модуль
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям:
Н/мм2
Н/мм2.
3.5.1 Определение основных размеров и сил зацепления
Таблица 3.3 Основные размеры и силы зацепления
Наименование |
Формула |
Постановка и вычисление |
Число зубьев шестерни |
23 | |
Число зубьев колеса |
57 | |
Модуль зацепления |
3,5 | |
Внешний делительный диаметр |
| |
Углы делительных конусов |
||
Внешнее конусное расстояние, мм |
||
Длина зуба, мм |
|
Продолжение таблицы 3.3
Среднее конусное расстояние |
||
Средний окружной модуль, мм |
||
Средний делительный диаметр, мм |
| |
Внешняя высота головки зуба, мм |
||
Угол головки зуба |
||
Угол ножки зуба |
||
Внешний диаметр вершин, мм |
| |
Окружная сила |
||
Радиальная сила на колесе (осевая на шестерне), Н |
|
Продолжение таблицы 3.3
Осевая сила на колесе (радиальная на шестерне), Н |
3.5.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
,
где - коэффициент прочности зуба, выбираемый по табл. 6.4 [2] в зависимости от эквивалентного числа зубьев:
- углы делительных конусов
Принимаем
Принимаем
Принимаем ;
4.Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников
4.1. Ориентировочный расчет валов
Рис.4.1 Эскиз вала 1
,
где - вращающий момент на быстроходном валу;
. Принимаем dВ1=32 мм.
,
где - высота заплечника цилиндрического конца вала (таблица 12.1 [1]);
=3,5мм.
Принимаем dБВ1=32 мм.
, принимаем
dР1=М36×1,5 - диаметр резьбовой части гайки;
dП1=40 мм;
,
где - координата фаски подшипника, мм (таблица 12.1 [1]);
=2 мм;
dБП1=40+6=46 мм.
Рис.4.2 Эскиз вала 2
;
,
Где tцил- высота заплечника (таблица 12.1 [1]);
,
Где r - координата фаски подшипника, мм (таблица 12.1 [1]);
мм
,
где f - размер фаски колеса (таблица 12.2 [1]);
мм
Принимаем dБК2 =42.
4.2.Предварительный выбор подшипников
По расчетам, проведенным в п. 4.1 выбираем подшипники роликовые радиально-упорные конические однорядные повышенной грузоподъёмностью (из ГОСТ 27365-87).
Рисунок 4.3 Эскиз подшипника
Таблица 4.1
Вал |
Тип |
Обозначение |
d |
D |
B |
с |
T |
Сr,кН |
C0r,кН |
1 |
Роликово-конические |
7208А |
40 |
80 |
18 |
16 |
20 |
58,3 |
40 |
2 |
7207А |
35 |
72 |
17 |
15 |
18,5 |
48,4 |
32,5 |
4.3 Предварительный выбор муфт
Исходя из условий работы данного привода, выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (таблица К 21 [4]).
Рисунок 4.4 Эскиз муфты
Таблица 4.2
Вал |
Тип |
|
|
L |
D |
1 |
МУВП |
32 |
32 |
121 |
140 |
5.Конструктивные размеры зубчатых колес
Рис. 5.1 Эскиз конического колеса
- ширина торцов зубчатого венца
мм; Принимаем S=9;
- диаметр ступицы колеса
мм; Принимаем мм
- толщина диска
- длина ступицы
мм;
6.Конструктивные размеры корпуса редуктора
Рисунок 6.1
мм – диаметр резьбы
мм; Принимаем мм;
, где d – диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора.
мм; Принимаем мм;
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:
мм;
мм; Принимаем мм;
P= 2,5 – толщина фланцев корпуса и крышки
P=2,5 10= 25;
Ширину К фланца выбирают из условия свободного размещения головки винта и возможности поворота ее гаечным ключом на угол . Винт заворачивают в резьбовое отверстие корпуса.
мм;
a = 8..12 мм - расстояние между стенками корпуса и зубчатыми колёсами; Принимаем a = 10 мм.
7.Проверка долговечности
7.1.Пространственная схема механизма.
Рис.7.1. Пространственная схема сил
Рисунок 7.2 Эпюры моментов
7.2.Определение реакций опор (a=75, b=61.14, c=26)
Составляем уравнения моментов и определяем реакции в опорах.
Плоскость YOZ:
;
Проверка:
,
Проверка выполняется.
Рассмотрим проекции сил в плоскость ZOX:
; ;
Н
; ;
Н.
Проверка:
,
; Проверка выполняется.
Суммарные реакции опор:
Н
Н
7.3 Расчет подшипников на долговечность
Расчётная долговечность в часах:
,
где Cr- базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; Pэкв- эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н; m=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников; n – частота вращения вала.
где Rr, Ra- осевые и радиальные силы, действующие на подшипниках;
Kϭ - коэффициент безопасности 1,2…1,6; KT - температурный коэффициент при температуре до 100 =1.
Вал 1:
Рис.7.3 Схема установки и нагружения подшипников врастяжку
Определяем осевые составляющие от действия радиальных сил и :
Н
Н,
где e = 0,37– коэффициент осевого нагружения
RA, RB - суммарные реакции опор;
Суммарные осевые реакции опор:
Принимаем, , тогда из условия равновесия вала:
A=RAa/VRr; Rr=(RA,RB)
Следовательно,
Следовательно,
Для принятых подшипников по таблице 24.16 [П.Ф.Дунаев] находим X,Y: X=0,4; Y=1,6; V=1.
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:
Н Н
Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%), (обычные условия применения).
ч.
Расчётная долговечность должна отвечать условию:
,
t = 12264 ч.
Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 7208А пригодны.
7.4 Определение реакций опор выходного вала и построение эпюр
7.2.1 Опорные реакции вала (a=51, b=59, c=86)
Составляем уравнения моментов и определяем реакции в опорах.
Плоскость YOZ:
;
Проверка:
:
,
.
Проверка выполняется.
Плоскость XOZ:
;
Н.
;
Н.
Проверка:
,
.
Проверка выполняется.
Суммарные радиальные реакции опор:
Н;
Н.
Рис.7.3 Схема установки и нагружения подшипников враспор.
Определяем осевые составляющие от действия радиальных сил и :
Н
Н
где e = 0,37 – коэффициент осевого нагружения.
Суммарные осевые реакции опор:
Тогда из условия равновесия вала:
A=RAа/VRr ; Rr=(RA,RB)
Следовательно,
Следовательно,
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:
Н
Н
Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%), (обычные условия применения).
ч.
Так как расчетный ресурс больше требуемого: подшипники 7208А выбраны правильно.
8.Проверка прочности
Расчет проводим по напряжениям смятия:
Рис. 8.1 Эскиз шпонки
, Н/мм2
где - вращающий момент, Н мм; - диаметр вала, мм; - глубина врезания шпонки в паз вала, мм; - высота шпонки, мм; - длина шпонки, мм; - ширина шпонки, мм.
Размеры , , принимаем по табл.24.29 /3.стр.476/.
Длину шпонки принимаем на 8-10 мм меньше длины ступицы колеса и уточняем по стандартному ряду.
Проверочный расчет шпонки под муфтой ГОСТ 23360-78
Проверочный расчет шпонки ГОСТ 23360-78 на валу 2-3
Проверочный расчет шпонки ГОСТ 23360-78 на конце вала 2-3
.
9.Выбор посадок деталей редуктора.
Посадки конических зубчатых колес на валы – H7/r6
Стаканы и распорные втулки- Н7/h6
Книжки торцевые в корпусе- Н7/h8
