Привод ленточного конвеере
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
ТЮМЕСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ (ТюмГНГУ)
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
Кафедра:
«Детали машин»
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА.
Пояснительная
записка к курсовому проекту
КП.ДМ.02.05.00.00.ПЗ.
Выполнил: Студент группы ТМ 03-1
Анишин Е.И.
Проверил:
Пяльченков В.А.
Тюмень,2006г
Содержание
- Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
- Расчет зубчатых колес редуктора 5
- Предварительный расчет валов редуктора 12
- Конструктивные размеры зубчатых колес 13
- Конструктивные размеры корпуса редуктора 14
- Проверка долговечности подшипников 15
- Проверка прочности шпоночных соединений 17
- Уточненный расчет валов 18
- Выбор посадок 20
- Выбор сорта масла 21
- Список литературы 22
- Приложение 23
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По [1, табл.1.1.] примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес КПД пары конической передачи КПД, учитывающий потери в муфтах,
Общий КПД привода
Окружное усилие на барабане кН; окружная скорость барабана ;диаметр барабана мм.
Мощность на валу барабана кВт.
Требуемая мощность электродвигателя
кВт.
Угловая скорость барабана рад/с.
Частота вращения барабана
об/мин
Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для среднее значение передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для двух зубчатых передач [2, табл. 1.2.]
об/мин.
Далее по [3, табл. П.1.] (см. приложение) подбираем электродвигатель с мощностью кВт, и с частотой вращения об/мин, ротора ближайшими к кВт и об/мин.
Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А 100 4L УЗ, с параметрами кВт и скольжением s=4,7% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения об/мин, а угловая скорость рад/с.
Найдем общее передаточное отношение:
Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям [2, табл. 1.3.]:
Для редуктора по ГОСТ 2185-66 принимаем и
Получаем
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
| Вал 1 | об/мин | рад/с |
| Вал 2 | об/мин | рад/с |
| Вал 3 | об/мин | рад/с |
Находим вращающие моменты каждого из валов:
II. Расчет зубчатых колес редуктора
1.
Расчет конической
Так
как в задании нет особых требований
в отношении габаритов
Допускаемые контактные напряжения
где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По [3, табл. 3.2.] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) имеем:
– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают коэффициент безопасности
МПа;
Коэффициент в случае консольного расположение колес относительно опор принимаем предварительно по [3, табл. 3.1.] значение
Принимаем коэффициент ширины венца по ГОСТ 12289-76.
Внешний делительный диаметр колеса
мм,
где , а передаточное число быстроходной ступени редуктора
Принимаем по ГОСТ 12289-76 мм.
Причем число зубьев шестерни , тогда число зубьев колеса внешний окружной модуль .
Углы делительных конусов
.
Внешние конусное расстояние и ширина зуба:
мм
мм
Принимаем мм и мм
Внешний делительный диаметр шестерни мм;
Средний делительный диаметр шестерни
мм.
Внешний диаметр шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
мм
мм
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру .
Средняя окружная скорость
При такой скорости для шевронных колес следует принять 7-ю степень точности.
Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям. Для определения контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки.
Значения даны в [3, табл. 3.5.]; при , твердости и консольном расположении колес относительно опор
По [3, табл. 3.4.] при м/с и 7-й степени точности
По [3, табл. 3.6.] при м/с,HB<350, имеем
Таким образом,
Проверка контактных напряжений:
МПа МПа, условие выполняется.
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Н;
радиальная
для шестерни равна осевой для колеса
Н;
осевая для шестерни равна радиальной для колеса Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Здесь коэффициент нагрузки
По [3, табл. 3.7.] при твердости и консольном расположении зубчатых колес относительно опор
По [3, табл. 3.8.]
Таким образом, коэффициент
– коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :
у шестерни
у колеса
и
Определяем допускаемое напряжение:
По [3, табл. 3.9.] для стали 40Х улучшенной при твердости
Для шестерни МПа.
Для колеса МПа.
- коэффициент безопасности, где по [3, табл. 3.9.], (для поковок и штамповок). Следовательно,
Допускаемые напряжения:
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Находим отношения для шестерни МПа; для колеса МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
МПа
МПа, условие прочности выполнено.
2.
Расчет цилиндрической
Так
как в задании нет особых требований
в отношении габаритов
Допускаемые контактные напряжения: где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По [3, табл. 3.2.] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) имеем:
– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают коэффициент безопасности
Для цилиндрических передач с прямыми зубьями расчетное допускаемое контактное напряжение равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса
Для шестерни МПа.
Для колеса МПа.
Для
косозубых колес расчетное
МПа.
Коэффициент в случае несимметричное расположение колес относительно опор принимаем предварительно по [3, табл. 3.1.] значение
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние вычисляется из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
мм,
где для косозубых передач , а передаточное число тихоходной ступени редуктора
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
мм; принимаем по ГОСТ 9563-60 2,7мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев
Уточняем значение угол наклона зубьев
,
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
мм;
мм.
Проверка: мм.
диаметры вершин зубьев:
мм;
мм;
ширина колеса мм;
ширина шестерни мм мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи: м/с.
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки :
Значения даны в [3, табл. 3.5.]; при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор
По [3, табл. 3.6.] для прямозубых колес при м/с и 8-й степени точности имеем ;
Таким образом,
Проверка контактных напряжений:
МПа МПа.
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Н;
радиальная Н;
осевая Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Здесь коэффициент нагрузки
По [3, табл. 3.7.] при твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор
По [3, табл. 3.8.]
Таким образом, коэффициент
– коэффициент, учитывающий форму зуба выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев.
Для шестерни:
Для колеса:
Таким образом и
Определяем допускаемое напряжение:
По [3, табл. 3.9.] для стали 45 улучшенной при твердости
Для шестерни МПа.
Для колеса МПа.
- коэффициент безопасности, где по [3, табл. 3.9.], (для поковок и штамповок). Следовательно,
Допускаемые напряжения:
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Находим отношения для шестерни МПа; для колеса МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем
коэффициенты
и
:
;
Проверяем прочность зуба колеса:
МПа МПа.
Условие прочности выполнено.
III. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Входной вал:
диаметр
выходного конца при
мм
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Иногда принимают . Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя [3, табл. П.2.] диаметр вала 38 мм. Примем мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-93 с расточками полумуфт под мм и мм. Примем под подшипниками мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Промежуточный вал:
диаметр вала под подшипники при допускаемом напряжении МПа
мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем мм, диаметр вала под подшипник принимаем мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал:
диаметр
выходного конца при
мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем мм, под зубчатым колесом мм.
Так как выходной вал редуктора соединен муфтой с приводным валом барабана, то необходимо согласовать диаметры выходного конца вала редуктора и выходного конца приводного вала барабана . Диаметр выходного конца приводного вала принимаем мм. Исходя из этого выбираем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-94 с диаметром полумуфт мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
IV. Конструктивные размеры зубчатых колес
1.
Коническая быстроходная
Определены ранее: мм; мм; мм.
мм; мм; мм.
Диаметр ступицы мм.
Длина ступицы мм, принимаем мм.
Толщина обода мм, принимаем мм.
Толщина
диска
мм, принимаем
мм.
2. Тихоходная цилиндрическая ступень мм.
Определены ранее: мм; мм; мм.
мм; мм; мм.
Диаметр ступицы мм.
Длина ступицы мм, принимаем мм.
Толщина обода мм, принимаем мм.
Толщина диска мм.
V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
По [3, табл.10.2; 10.3] толщина стенок корпуса и крышки:
мм, принимаем мм;
мм, принимаем мм;
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
мм; мм.
ширина пояса корпуса
мм, ; принимаем мм.
Диаметр болтов:
фундаментных мм, принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников мм, принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом мм, принимаем болты с резьбой М12.
VI. Проверка долговечности подшипников
Ведомый вал.
Из предыдущих расчетов имеем: Н; Н; Н.
Нагрузка создаваемая барабаном Н, составляющая этой нагрузки Н.
Из компоновочного чертежа находим: мм.
Реакции опор: в плоскости xz:
Н;
Н;
в плоскости yz
Н.
Н.
Суммарные реакции
Н;
Н.
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 6.
Намечаем роликовые конические однорядные подшипники 7211легкой серии [3, табл. П.3.]: мм; мм; мм; кН; кН.
Эквивалентную нагрузку находим по формуле:
в которой радиальная нагрузка Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [3,табл.9.19.]; [3,табл.9.20.].
Отношение эта величина по [3,табл.9.18.]соответствует .
Отношение следовательно , .
Поэтому , тогда: Н.
Расчетная долговечность, млн. об.
млн. об.
Расчетная долговечность, ч.
ч;
здесь об/мин – частота вращения выходного вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники выходного вала 7211 имеют ресурс ч.
VII. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78 [3,табл.8.9.].
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа, при чугунной ступице МПа.
Выходной вал.
Проверяем шпонку под зубчатым колесом: мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине ступицы зубчатого колеса 85,5 мм); момент на выходном валу
