Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Привод ленточного конвейера. 9

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение по высшему образованию

Пермский государственный технический университет

Кафедра КСМС

Группа ТМС-04-1

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Пояснительная записка

ДМ 1И 02- 10а.00.00 ПЗ.

Тема: «Привод ленточного конвейера»

Студент: Разумков И.Н.

Руководитель проекта: Павлецова Н.К.

Проект защищен с оценкой

Члены комиссии:

Пермь 2007

Содержание

Спецификации
Введение.

Цель курсового проекта спроектировать привод ленточного конвейера, включающего: электродвигатель; двухступенчатый цилиндрический редуктор- механизм, состоящий из зубчатых цилиндрических передач, служащий для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу.

Узлы привода смонтированы на сварной раме.

Для смазывания трущихся поверхностей деталей редуктора применяют индустриальное масло И-Г-А-68, зубчатые колеса смазывают погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора – картерным способом. Остальные узлы и детали, в том числе подшипники качения, смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масляного тумана и брызг, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяют уплотнительные устройства.

1. Кинематический расчет привода.

1.1.Выбор электродвигателя.

1.1.1 Мощность на выходе

1.1.2 Требуемая мощность электродвигателя

где h_общ - общий КПД привода

где h_ц– КПД цепной передачи, h_ц = 0,93; ([1], с.7)

h_зц – КПД зубчатой цилиндрической передачи, h_зц = 0,97; ([1], с.7)

h_м – КПД муфты, h_м = 0,98; ([1], с.7)

h_оп – КПД опор приводного вала, h_оп = 0,99. ([1], с.7)

1.1.3 Частота вращения приводного вала

Выбираем электродвигатель АИР 100S4/1410: P=3 кВт; n=1410 мин^-1 ([1], с.459)

1.2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.

1.2.1 Общее передаточное число привода

1.2.2 Передаточное число редуктора

где u_цеп – передаточное число цепной передачи, u_цеп=2,25. ([1], с.7)

1.2.4 Передаточное число тихоходной ступени редуктора:

1.2.5 Передаточное число быстроходной ступени редуктора:

1.3.Определение чисел оборотов валов.

1.3.1 Частота вращения тихоходного вала редуктора:

1.3.2 Частота вращения промежуточного вала редуктора:

1.3.2 Частота вращения быстроходного вала редуктора:

1.4.Определение вращающих моментов на валах привода.

1.4.1 Вращающий момент на приводном валу:

1.4.2 Момент на тихоходном валу редуктора

1.4.3 Момент на промежуточном валу редуктора:

1.4.4 Момент на быстроходном валу редуктора:

2. Проектирование цепной передачи.

2.1. Расчет цепной передачи.

Проектный расчет

2.1.1. Шаг цепи p, мм:

где - вращающий момент на ведущей звездочке; ;

- коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи: ,

где - динамичность нагрузки (с умеренными толчками), =1 ; ([2], табл.5.7);

- способ смазывания (периодический), =1,5; ([2], табл.5.7);

- положение передачи, =1; ([2], табл.5.7);

- регулировка межосевого расстояния (передвигающимися опорами), = 1; ([2], табл.5.7);

- режим работы (двухсменный), = 1,25; ([2], табл.5.7).

;

- число зубьев ведущей звездочки; , где U – передаточное число цепной передачи; ;

, округляем до ближайшего нечетного числа ;

- допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм²;

Скорость υ=0,4 м/с, полагая, что она будет того же порядка, что и скорость тягового органа рабочей машины , ([2], с.94);

- коэффициент рядности цепи, для однорядных цепей типа ПР

Вычисляем шаг:

p=31,75 ПР- 31,75-8900, ([2], табл. К32).

2.1.2. Число зубьев ведомой звездочки:

2.1.3. Фактическое передаточное число Uф и его отклонение ∆U от заданного:

2.1.4. Оптимальное межосевое расстояние a, мм:

Из условия долговечности цепи , где p – стандартный шаг цепи

2.1.5. Число звеньев цепи :

2.1.6. Уточнить межосевое расстояние в шагах:

2.1.7. Фактическое межосевое расстояние :

2.1.8. Длина цепи :

2.1.9. Диаметры звездочек:

диаметр делительной окружности

Ведущая звездочка

Ведомая звездочка

диаметр окружности выступов

Ведущая звездочка

Ведомая звездочка

где K – коэффициент высоты зуба, K=0,7;

Kz – коэффициент числа зубьев;

- геометрическая характеристика зацепления, где - диаметр ролика шарнира цепи, ([2], табл. К32);

диаметр делительной окружности

Ведущая звездочка

Ведомая звездочка

Проверочный расчет

2.1.10. Проверка частоты меньшей звездочки :

где - частота вращения тихоходного вала редуктора, ;

- допускаемая частота вращения, .

85,995≤472,44

2.1.11. Проверить число ударов цепи о зубья звездочек :

где - расчетное число ударов цепи,

- допускаемое число ударов, .

2.1.12 Фактическая скорость цепи :

2.1.13. Окружная сила, передаваемая цепью :

, где - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу)

2.1.14. Давление в шарнирах цепи :

где А – площадь опорной поверхности шарнира, , где - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи ([2], табл. К32);

- допускаемое давление в шарнирах цепи уточняют в соответствии с фактической скоростью, ([2], с.94).

удовлетворяет условию

2.1.15. Проверить прочность цепи:

где - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей, ([2], табл. 5.9);

- расчетный коэффициент запаса прочности,

Где а) - разрушающая нагрузка цепи, зависит от шага цепи. ([2], табл.К32);

б) - окружная сила, передаваемая цепью, (см. п. 2.1.13);

в) - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, (см. п. 2.1.1.);

г) - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, ,

где - коэффициент провисания, ;

- масса 1м цепи, ;

- межосевое расстояние, (см. п.2.1.7.);

- ускорение свободного падения, .

д) - натяжение цепи от центробежных сил, , где (см. п. 2.1.12.), .

2.1.16. Определим сиу давления цепи на вал F_оп

К_в - коэффициент нагрева вала (табл. 5,7)

3. Проектирование редуктора.

3.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Принимаем термообработку №1

Термообработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 235…262 HВ, 269…302HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 40Х ([1], с.11)

3.2. Допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения:

([1], с.13)

где а) - предел контактной выносливости, который вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев ([1], табл. 2.2)

б) - коэффициента запаса прочности, ([1], с.13)

в) - коэффициент долговечности,

при условии ([1], с.13)

для материалов с поверхностным упрочнением.

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:

- эквивалентное число циклов,

где

При постоянной частоте вращения на всех уровнях нагрузки .

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы L_h

где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот, ([1], с.13)

- время работы передачи

([1], с.14)

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей между зубьями, ([1], с.14)

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, ([1], с.14)

3.3. Допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба:

где - предел выносливости, ([1], с.15)

- коэффициент запаса прочности, ([1], с.15)

- коэффициент долговечности

при условии: ([1], с.15)

где и - для улучшенных зубчатых колес. Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости,

- эквивалентное число циклов

где

При постоянной частоте вращения на всех уровнях нагрузки .

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы L_h

где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот, ([1], с.13)

- время работы передачи

([1], с.14)

- Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, ([1], с.15)

- Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, ([1], с.16)

3.4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Тихоходная ступень

3.4.15. Межосевое расстояние:

К=10 ([1], с.17)

3.4.16. Окружная скорость:

Степень точности зубчатой передачи: 8. ([1], с.17)

3.4.17. Уточненное межосевое расстояние

где - для косозубых колес;

(при симметричном расположении колес);

([1], табл.2.6)

([1], с.19)

где ([1], с.21)

([1], с.20)

([1], с.19)

где ,

([1], с.20)

ГОСТ а_w=120 мм.

3.4.18. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина:

ГОСТ b₂ = 48 мм.

3.4.19. Модуль передачи

Максимально допустимый модуль

Минимальное значение модуля

где - для косозубых передач;

где ([1], с.20)

([1], с.21)

3.4.20. Суммарное число зубьев и угол наклона

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев

3.4.21. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

ГОСТ:

Число зубьев колеса

3.4.22. Фактическое передаточное число.

3.4.23. Диаметры колес

Делительные диаметры

Шестерни

Колеса

Диаметры и окружностей вершин и впадин зубьев колес

3.4.24. Размеры заготовок.

3.4.25. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение контактного напряжения

где МПа для косозубых передач. ([1], с.24)

Ранее принятые параметры передачи принимаю за окончательные.

3.4.26. Силы в зацеплении.

окружная

радиальная

осевая

3.4.27. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

([1], с.25)

в зубьях шестерни

([1], с.25)

3.4.28. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Где

Быстроходная ступень

3.4.1 Межосевое расстояние:

Предварительное значение:

3.4.4 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина:

ГОСТ: b₂ = 38 мм.

3.4.5 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль, определяем из условия не подрезания зубьев у основания:

Минимальное значение модуля, определяем из условия прочности:

где - для косозубых передач;

- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

где - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления колеса и шестерни ([1], с.22)

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

([1], с.22)

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями

([1], с.22)

3.4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

Суммарное число зубьев

Значение округляем в меньшую сторону до целого числа и определяем действительное значение угла наклона зуба:

3.4.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

округляем в большую сторону до целого числа,

Число зубьев колеса

3.4.8 Фактическое передаточное число

3.4.9 Диаметры колес

Делительные диаметры

Шестерни

Колеса

Диаметры и окружностей вершин и впадин зубьев колес

3.4.10 Размеры заготовок

([1], с.12)

3.4.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

где для косозубых передач. ([1], с.24)

Ранее принятые параметры передачи принимаю за окончательные.

3.4.12 Силы в зацеплении

окружная

радиальная

осевая

3.4.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

([1], с.25)

- коэффициент, учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа зубьев

([1], с.25)

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, ([1], с.25)

в зубьях шестерни

- коэффициент, учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений, ([1], с.25)

3.4.14 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

где - коэффициент перегрузки,

3.5. Разработка эскизного проекта.

3.5.1. Проектировочный расчет валов.

Предварительные диаметры валов для быстроходного вала:

ГОСТ d = 19 мм, Согласовать с муфтой d = 19 мм, l = 28 мм

где t_цил - высота заплечика,

ГОСТ d_П = 30 мм

где r - фаска подшипника,

ГОСТ d_БП = 30 мм

Предварительные диаметры валов для промежуточного вала: (испол.1)

ГОСТ .

где f - фаска колеса,

ГОСТ d_БK = 50 мм

ГОСТ d_П = 35 мм

ГОСТ d = 32 мм

Предварительные диаметры валов для тихоходного вала:

ГОСТ d_П =40 мм

ГОСТ d_БП = 48 мм

3.5.2. Расстояние между деталями передач.

3.5.3. Выбор типа подшипников и схема их установки.

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

Быстроходный вал.

Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:

Подшипник 405 ГОСТ 8338 – 75. ([1], с.459)

Внутренний диаметр______________ мм

Наружный диаметр_______________ мм.

Ширина_________________________ мм.

Фаска___________________________ мм.

Промежуточный вал.

Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:

Подшипник 407 ГОСТ 8338 – 75. ([1], с.459)

Внутренний диаметр______________ мм.

Наружный диаметр_______________ мм.

Ширина_________________________ мм.

Фаска___________________________ мм.

Тихоходный вал.

Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:

Подшипник 408 ГОСТ 8338 – 75. ([1], с.459)

Внутренний диаметр______________ мм.

Наружный диаметр_______________ мм.

Ширина_________________________ мм.

Фаска___________________________ мм.

3.6. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

3.6.1. Быстроходный вал.

1. Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции.