Привод ленточного конвейера. 2
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра теоретической и прикладной механики
Привод ленточного конвейера
Пояснительная записка к курсовому проекту
по прикладной механике
5Б1А.016.001.0000.ПЗ
Выполнил студент гр. 5Б1А _________________ ______________ И.В. Сорокин
Руководитель: ______________ _______________ ______________ М.В. Цыганкова
Должность Подпись
Томск – 2013
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать привод ленточного конвейера. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса, крышки подшипника и ведомого вала.
Техническое задание № 19
Исходные данные:
окружное усилие на барабане 8
окружная скорость барабана 8
срок службы привода 0 тыс. часов;
диаметр барабана 8 D=0 мм;
коэффициент безопасности
привод нереверсивный, нагрузка постоянная.
Содержание
Введение…………..…………………..…………………
- Выбор электродвигателя и кинематический расчет………….…. ……………..4
- Расчет зубчатых колес редуктора…...………………………………………..
….5 - Предварительный расчет валов редуктора….……………………………........
..9 - Конструктивные размеры шестерни и колеса………………………...……….10
- Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………………...…….11
- Расчет параметров цепной передачи……………………………………..…….11
- Первый этап компоновки редуктора…………………………………………...14
- Проверка долговечности подшипников……………………………………. …15
- Второй этап компоновки редуктора……………………………………………19
- Проверка прочности шпоночных соединений……………………………........
19 - Уточненный расчет валов……………………………………………………….20
- Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников………................
........24 - Выбор сорта масла………………………………………………………………2
5 - Сборка редуктора………………………………………………………
….…....26
Заключение………………..…………………..………
Список использованной литературы…………..………………………………….
Введение
Проект – это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями и др.
Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), по относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные).
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Определим выходную мощность и выходную частоту
По таблице 1.1[1, с.5] примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1=0,97; КПД открытой цепной передачи η2=0,93; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η3=0,99; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η4=0,99; КПД, учитывающий потери на муфте, ηм=0,98.
Общий КПД привода:
η= η1· η2· η3 · (η4)2 · ηм=0,97· 0,93· 0,99· 0,98· 0,992=0,866
Требуемая мощность электродвигателя
В таблице П1 по требуемой мощности выбираем трехфазный электродвигатель короткозамкнутой серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 4A160S4 с синхронной частотой вращения nc=1500 об/мин и мощностью Рдв=15 кВт, скольжением S=2,3% (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения вала электродвигателя
nном= nc(1 – S) = 1500·(1 – 0,023) = 1466 об/мин.
Расчет передаточных чисел:
Передаточное отношение привода:
Передаточные числа редуктора:
Частоты вращения и угловые скорости валов и привода:
Расчет моментов на валах:
2 Расчет зубчатых колес редуктора
Шестерня: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твердость HB=270.
Колесо: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твердость HB=245.
Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем KHL=1
[1, с.33]; коэффициент безопасности [SH]=1,1 [1, с.292].
Определяем предел контактной выносливости по [1, т. 3.2]:
2HB+70=560 МПа.
Допускаемые контактные напряжения определяют при проектировочном расчете по формуле [1, т.3.9],[1, с.35].
Допускаемые контактные напряжения для колеса равно расчетному допускаемому контактному напряжению:
Коэффициент на форму зуба для прямозубых передач Kа=49,5 [1, с.32], коэффициент ширины венца
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляется по формуле, [1, 3.7]:
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 =160 мм
[1, с.36].
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn=(0,01÷0,02) · , [1, с.293]
mn=(0,01÷0,02) ·160 =1,6÷3,2 мм;
принимаем по ГОСТ 9563–60* [1, с.36] mn=2 мм.
Угол наклона зубьев β=00 и определим числа зубьев шестерни и колеса:
= 32 · 4 = 128
Определяем основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
мм;
мм;
мм;
Диаметры вершин зубьев:
мм;
мм;
Диаметры окружности впадин зубьев:
мм;
мм;
Ширина колеса:
мм;
Ширина шестерни:
мм;
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
, [1, с.294]
Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:
, [1, с.294]
м/с.
При данной скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643–81.
Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле:
, [1, с.32]
При v=4,913м/с 8-й степени точности принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [1, с.39]. Для прямозубых колес при динамический коэффициент (по таблице 3.4), [1, с.32].
Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,025 (по таблице 3.1), [1, с.32].
.
Проверим контактные напряжения по формуле:
, [1, с.31]
<.
Рассчитаем силы, действующие в зацеплении:
Окружная:, [1, с.294]
Радиальная:, [1, с.158]
где α – угол зацепления в нормальном сечении
;
.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
, [1, с.46]
где – коэффициент нагрузки , [1, с.42],
где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Выбираем по таблице(3.7), [1, с.43] = 1,065; – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Выбираем по таблице (3.8),
[1, с.43] = 1,45.
.
– коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев:
, [1, с.46]
у шестерни
;
у колеса
;
Выбираем значения коэффициента по ГОСТ 21354–75 [1, с.42]:; .
Определяем допускаемое напряжение по формуле:
, [1, с.43]
где – коэффициент безопасности:
, [1, с.43]
где, – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала
зубчатых колес. По таблице (3.9) , = 1,75 [1, с.44].
, – коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого
колеса. Для поковок и штамповок , =1 [1, с.44].
Следовательно,
=1,75.
По таблице (3.9) [1, с.44] для стали 40Х при твердости HB 350
=1,8HB:
для шестерни: =1,8·270 = 486 МПа;
для колеса: =1,8·245 = 441 МПа;
Допускаемые напряжения:
для шестерни: МПа;
для колеса: МПа;
Находим отношение :
для шестерни: МПа;
для колеса: МПа.
Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
МПа < .
Условие прочности выполнено.
3 Предварительный расчет валов редуктора
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении рассчитывается по формуле [1, c. 161]
мм;
С учетом выбранного двигателя 4А160S4 и частотой 1500 об/мин принимаем .
Диаметр под подшипником: мм.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем 20 МПа
[1, с.296-297].
мм.
Выбираем ближайшее значение из стандартного ряда [1, с.162]: =42 мм.
Принимаем диаметры валов под подшипниками: =55 мм. Диаметр вала под зубчатым колесом =60 мм. Диаметр буртика: =65 мм.
4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:
мм; мм; мм.
Колесо кованное:
мм; мм; мм.
Диаметр ступицы колеса:
мм [1, с.233]
Длина ступицы:
мм.
Принимаем мм.
Толщина обода цилиндрических колес:
мм
Принимаем мм.
Толщина диска кованых колес:
мм.
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса редуктора определяем по формуле:
, [1, с.241]
мм. Принимаем =8 мм;
Толщину стенок крышки редуктора определяем по формуле:
, [1, с.241]
мм. Принимаем мм;
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
- толщина верхнего пояса корпуса и пояса крышки
мм; мм;
- толщина нижнего пояса корпуса
мм, принимаем p=20 мм.
Диаметры болтов:
- диаметры фундаментальных болтов:
мм.
Принимаем болты с резьбой М16;
- диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:
мм;
Принимаем болты с резьбой М12;
- диаметры болтов, соединяющих крышку с корпусом:
мм;
Принимаем болты с резьбой М10.
6 Расчет параметров цепной
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [1, с. 147].
Вращающий момент на ведущей звездочке: .
Передаточное число принято ранее:
Число зубьев:
ведущей звездочки [1, c.148]:
;
ведомой звездочки:
.
Расчетный коэффициент нагрузки [1, c. 149]:
,
где кд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); кa = 1 – учитывает влияние межосевого расстояния; кн = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров; кр = 1,25 – учитывает способ регулирования натяжения цепи (при периодическом регулировании); ксм = 1 – при непрерывной смазке; кп = 1 – при односменной работе, учитывает продолжительность работы в сутки.
.
Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице [1, c. 150] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной [p] зададимся ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n2 = 366,69 об/мин. Среднее значение допускаемого давления при такой частоте [p] = 20 МПа.
Шаг однорядной цепи (m = 1 – число рядов цепи)
мм.
Выбираем цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 25,4 мм, разрушающую нагрузку Q = 60,0 кН, массу q = 2,6 кг/м, Аоп = 179,7 мм2.
Скорость цепи:
м/с.
Окружная сила:
H.
Проверяем давление в шарнире:
МПа.
Уточняем допускаемое давление [1, c. 150]:
[p]=20[1+0,01(z3-17)]= 20[1+0,01(25-17)]=21,6 МПа.
Условие [p] > p выполнено.
Определяем число звеньев цепи [1, c. 148]
,
где ; ; ;
Тогда
, округляем до четного числа =150.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи [1, с. 149]
мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, то есть на 1254 × 0,004 = 5 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек [1, с. 148]
мм;
мм;
Диаметры наружных окружностей звездочек [1, с. 148]
,
где мм – диаметр ролика цепи;
мм;
мм.
Силы, действующие на цепь:
окружная Ftц = 2800 Н – определена выше;
от центробежных сил: H;
от провисания: ,
где kf = 6 при горизонтально расположенной цепи.
H.
Расчетная нагрузка на валы [1, с. 154]
H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [1, c. 151]
;
это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] = 8,9, следовательно, условие s > [s] выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
ступица звездочки мм;
мм, принимаем мм;
толщина диска звездочки: 0,93 мм.
Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.
7 Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.
Учитывая расстояние аw=160мм вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
- зазор от торца ступицы А1 = δ = 8 мм;
- зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8 мм;
- все остальные расстояния и
зазоры принимаем
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 50 мм и dп2 = 55 мм. Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием (погружением зубчатого колеса в масло): [1, с. 394].
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
r |
Грузоподъемность, кН | |
мм |
мм |
мм |
мм |
динамическая С |
статическая С0 | |
210 |
50 |
90 |
20 |
2 |
35,1 |
19,8 |
211 |
55 |
100 |
21 |
2,5 |
43,6 |
25,0 |
8 Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал:
из предыдущих расчетов и первого этапа компоновки Ft = 2303 H, Fr = 838 Н,
l1 = 61,5 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
H;
в плоскости yz
H;
H;
Проверка: .
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x в характерных сечениях 1..3:
; ;
Hм;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях 1..3:
Hм;
Строим эпюру крутящих моментов:
Hм;
Суммарные реакции
H;
H;
Намечаем радиальные шариковые подшипники 210 легкой серии [1, с. 394]:
d = 50 мм, D = 90 мм, В = 20 мм, С = 35,1 кН, С0 = 19,8 кН.
Эквивалентная нагрузка [1, с. 212]
,
в которой радиальная нагрузка Рr = 1225,36 H; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов (ленточных конвейеров)
Кd = 1; температурный коэффициент КТ = 1 [1, с. 214].
H.
Расчетная долговечность, млн. об [1, с. 211]
млн. об;
Расчетная долговечность, ч
ч
что больше установленных ГОСТ 16162-85 [1, c.307].
Ведомый вал:
Несет такие же нагрузки, как и ведущий Ft = 2303 H, Fr = 838 Н. Нагрузка от цепной передачи . Из первого этапа компоновки l2 =l3= 61,5 мм.
в плоскости хz:
H;
H;
Проверка: .
в плоскости уz:
H.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x в характерных сечениях 1..4:
; ;
Hм;
Hм;
Hм;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x в характерных сечениях 1..4:
; ;
Hм;
Строим эпюру крутящих моментов:
Hм;
Суммарные реакции:
H;
H;
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре Д.
Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 211, используя табл. П3 приложения[1, c.393]: d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; C=43,6 kH; Co=25,0 kH.
H;
млн. об;
Расчетная долговечность, ч
ч
что больше установленных ГОСТ 16162–85 Е.
9 Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233-78.
10 Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. [1, с. 169]
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Условие прочности:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм]=100¸120 МПа, при чугунной [sсм]=50¸70 МПа.
Ведущий вал: d = 45 мм; сечение шпонки bхh = 14x9 мм, t1 = 5,5 мм, длина шпонки l = 70 мм, момент на ведущем валу Т1= 73,71 Нмм.
МПа<[];
Условие прочности выполнено. Полумуфту изготавливают из чугуна марки СЧ 20.
Ведомый вал:
из двух шпонок – под колесом и под звездочкой – более нагружена шпонка под звездочкой: d = 42 мм; сечение шпонки bxh =12x8 мм, t1 = 5 мм; длина шпонки l = 50 мм (при длине ступицы звездочки 65 мм), момент на ведомом валу Т3 = 283,13103 H.
МПа<[];
Обычно звездочки изготавливают из термообработанных углеродистых или легированных сталей. Следовательно, условие прочности sсм<[sсм] выполнено.
11 Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s³[s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений на примере более нагруженного вала.
Ведомый вал:
Материал вала – сталь 40Х улучшение; sв = 830 МПа [1, c. 34].
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1 = 0,35 × sв + (70120)= 0,35 × 830 + (70120) = 360,5410,5 МПа.
Принимаем s-1=385 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1 = 0,58 × s-1 = 0,58 × 385 = 223,3 МПа.
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, c. 165, 166]: kt = 1,76 и ks = 1,83;
масштабные факторы es = 0,675; et = 0,675; коэффициенты ys = 0,275; yt = 0,1 [1, c. 163, 166].
Крутящий момент Т2 = 283,13×103 Н×мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Hмм;
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Hмм;
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Hмм;
Момент сопротивления кручению
;
Момент сопротивления изгибу
;
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа;
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Мпа; .
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
.
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А
.
Сечение K-K. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [1, c. 166];
; принимаем ys = 0,275; yt = 0.
Изгибающий момент
Hмм;
Осевой момент сопротивления
.
Амплитуда нормальных напряжений
Мпа; .
Полярный момент сопротивления
;
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
.
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А
.
Сечение Л-Л. Концентрация напряжений переходом от мм: при и коэффициенты концентрации напряжений kt = 1,465 и ks = 1,918; масштабные факторы es = 0,724; et = 0,724.
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.
Осевой момент сопротивления
.
Амплитуда нормальных напряжений
Мпа; .
Полярный момент сопротивления
;
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа;
Коэффициент запаса прочности
.
.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л
.
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, c. 165, 166]: kt = 1,76 и ks = 1,83; масштабные факторы es = 0,724;
et = 0,724.
Изгибающий момент в сечении Б-Б
Hмм;
Момент сопротивления сечения нетто при b=12 мм и t1=5 мм
;
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Мпа;
Момент сопротивления кручению сечения нетто
;
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа;
Коэффициент запаса прочности
.
.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
.
Сведем результаты проверки в таблицу:
Сечение |
А-А |
К-К |
Л-Л |
Б-Б |
Коэффициент запаса s |
17,1 |
7,0 |
4,8 |
4,31 |
Во всех сечениях s>[s], где [s]=2,5.
12 Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
