Проектирование привода цепного конвейера. 3
МИНОБРНАУКИ
РОССИИ
федеральное государственное
бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса»
(ФГБОУ
ВПО «ЮРГУЭС»)
Факультет_____________________
Кафедра_______________________
Специальность_________________
КУРСОВОЙ
ПРОЕКТ
тема__________________________
по
дисциплине____________________
Выполнил______________________
Руководитель__________________
Шахты_____
МИНОБРНАУКИ
РОССИИ
федеральное государственное
бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса»
(ФГБОУ
ВПО «ЮРГУЭС»)
Факультет_____________________
ЗАДАНИЕ
на курсовой проект по дисциплине
«Основы
конструирования и
для студента 2 курса ЭУ-Э21
Тема: «Проектирование
привода цепного конвейера»
Срок выполнения: «___»______________ 20__г.
Исходные данные и основные эксплуатационные требования:
- Мощность на выходном валу привода (Р3, кВт) 2,5
- Угловая скорость вала ( , с-1) 2,2
- Номер вала 2
Спроектировать
устройство, удовлетворяющее
Объем
проекта: пояснительная записка – 20-25
листов, графическая часть – чертежи формата
А1 – 1шт., А4 – 1шт.
Руководитель__________________
Задание к
выполнению принял студент____________________
Дата
выдачи задания_________________
Содержание
Введение
В настоящее время нет такой отрасли экономики, в которой не использовали бы машины и механизмы в самых широких масштабах. Только в результате насыщения всех отраслей высокопроизводительными машинами, внедрения комплексной механизации и автоматизации производства можно добиться высоких темпов экономического роста и расширения выпуска различной продукции.
Привод является элементом большинства машин. Привод состоит из электродвигателя, передач (открытых и закрытых) и крепежных элементов.
Закрытая зубчатая передача называется – редуктором. Двигатель привода служит для преобразования подводимой электроэнергии в механическую. Передачи служат для перемещения механической энергии на расстояние с изменением характеристик – понижением частоты вращения и повышением крутящего момента.
В данном проекте рассматривается привод цепного конвейера.
Привод состоит из: электродвигателя, цилиндрического зубчатого редуктора, плоскоременной передачи, валов, звездочки цепного конвейера и крепежных элементов.
Целью
курсового проектирования является
получение навыков
Для достижения поставленной цели в ходе курсовой работы решаются следующие задачи:
– изучение специальной литературы по курсовому проекту;
– изучение методики расчета и непосредственный расчет типовых деталей машин (вала, зубчатых колес, шпонок);
– конструирование рассчитанных деталей.
1 Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Описание и принцип действия привода
1 – электродвигатель; 2 – вал; 3 – цилиндрический зубчатый редуктор; 4 – плоскоременная передача; 5 – звездочка цепного конвейера.
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода цепного конвейера
Движение от электродвигателя, на валу которого закреплен шкив плоскоременной передачи, передается на ведущий вал цилиндрического зубчатого редуктора. Шестерня, зацепляясь с зубчатым колесом, передает движение на звездочку конвейера, закрепленную на ведомом валу редуктора.
1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
Pтр
=
где – мощность на выходном валу привода, кВт;
– общий КПД привода:
где – КПД закрытой передачи, =0,98;
– КПД открытой передачи, =0,97;
- КПД подшипников,
=0,99,
Pтр=
По таблице 5.1 [2] принимаем значение номинальной мощности Р=3 кВт при частоте вращения вала электродвигателя nдв=1000 мин-1.
Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А 112МА6.
1.3 Определение передаточного отношения привода
Передаточное отношение показывает, во сколько раз частота вращения ведущего вала привода больше частоты вращения ведомого вала.
где nдв. – номинальная частота вращения приводного вала электродвигателя;
n3 – частота вращения приводного вала машины;
Uо.п – передаточное число открытой передачи;
Uз.п – передаточное число закрытой передачи,
где w3 – угловая скорость вала, с-1
Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням, при этом передаточное отношение редуктора принимаем постоянным Uз.п=5, тогда передаточное отношение открытой ременной передачи будет равно:
1.4 Определение частоты вращения, угловой скорости и вращающего момента на валах привода
1) =1000 мин-1;
с-1;
2) , n2= =330 мин-1;
= c-1
Т2=Т1 ×Uо.п. × × , Т2= 75×103 Н∙мм
3) мин-1;
с-1
Т3=Т2 ×Uз.п. × × =75×103×5 ×0,98×0,99=364×103 Н∙мм.
2 Расчет закрытой передачи
2.1 Выбор материала
Так
как в задании нет особых требований
в отношении габаритов
Для шестерни принимаем сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ230, для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц меньше – НВ200.
2.2 Вычисление допускаемых контактных напряжений:
где − предел контактной выносливости при базовом числе циклов для углеродистых сталей с твёрдостью поверхности зубьев менее НВ350 и термообработкой улучшение;
= 1,0 − коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1,0;
=1,15 − коэффициент запаса прочности.
2.3 Вычисление допускаемых напряжений на изгиб:
где − предел выносливости при нулевом цикле изгиба:
для шестерни =
для колеса =
− коэффициент безопасности;
− коэффициент, учитывающий
нестабильность свойств
− коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.
Допускаемые напряжения:
– для шестерни:
– для колеса:
2.4 Проектный расчет
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
где − вращающий момент на валу колеса;
− коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию;
− коэффициент, учитывающий неравномерность распре-деления нагрузки по ширине венца.
Принимаем ближайшее стандартное значение
Определяем нормальный модуль зацепления:
Принимаем
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
– число зубьев шестерни:
Принимаем .
– число зубьев колеса:
Определяем основные геометрические параметры зубчатой передачи:
– делительные диаметры шестерни и колеса:
Проверка:
– диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+ 2 ∙ mn=65+2∙2,5=70 мм;
dа2= d2+ 2∙ mn=325+2∙2,5=330 мм.
– диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1− 2,4 ∙ mn=65 − 2,4∙2,5=59 мм;
df2= d2 − 2,4 ∙ mn=325− 2,4∙2,5=319 мм.
– ширина колеса:
Принимаем b2=60 мм.
– ширина шестерни:
2.5 Проверочный расчёт
Определяем окружную скорость колёс и степень точности передачи:
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.
Проверяем контактные напряжения:
где − коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений;
Коэффициенты:
Таким образом: .
Так как < , то условие контактной прочности выполнено.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
– окружная сила.
При скорости
Тогда определяем коэффициент нагрузки:
Определяем коэффициенты :
– для шестерни: – для колеса:
Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, так как отношение
[ ]F/ YF меньше:
Так
как
, то условие прочности на изгиб выполнено.
3 Расчет и конструирование ведомого вала редуктора
где – диаметр выходного участка вала.
Допускаемое напряжение на кручение принимаем =20 МПа.
Принимаем диаметр вала из стандартного ряда в большую сторону по ГОСТ 6636–69. мм.
Определяем диаметр вала под подшипником:
Принимаем мм из ряда внутренних диаметров выбранных подшипников.
Тогда диаметр вала под колесом:
Принимаем из стандартного ряда.
Диаметр буртика на валу около колеса:
Принимаем мм из стандартного ряда.
4 Выбор шпоночных соединений и проверка их прочности
Вращающий момент на валу Т3=364×103 Н∙мм; диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса ; длина шпонки l = 50 мм.
Для соединения зубчатого колеса на валу выбираем шпонку призматическую со скругленными торцами:
шпонка 20´12´50 ГОСТ 23360–78.
Проверяем
стандартное шпоночное
где d – диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса;
l – длина шпонки, мм;
b – ширина шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина шпоночного паза на валу, мм;
– допускаемое напряжение смятия, МПа;
Для соединения звездочки конвейера на валу выбираем шпонку с диаметром в месте посадки мм, длина шпонки l=63 мм:
шпонка 14´9´63 ГОСТ 23360–78
Проверяем
стандартное шпоночное
Так как условия выполняются, то прочность шпоночных соединений считаем обеспеченной.
5 Разработка компоновочного чертежа закрытой передачи
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертим тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии aw=200 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине вала и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1=1,2δ; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ;
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и .
Имеем:
| Условное обозначение подшипника | d | D | B |
| Размеры, мм | |||
| 306 | 30 | 72 | 19 |
| 311 | 55 | 120 | 29 |
6 Расчет открытой плоскоременной передачи привода
6.1 Проектный расчет
6.1.1 Определяем диаметр меньшего шкива по формуле Саверина:
d1
Полученный результат округляем до большего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов (по ГОСТ 17383–73). Принимаем d1=180 мм.
6.1.2 Определяем диаметр ведомого шкива с учётом относительного скольжения = 0,01:
d2=
Uоп ∙d1∙(1−
Округляем в меньшую сторону по стандарту, принимаем d2 = 500 мм.
Уточняем передаточное отношение:
Uоп = d2/ d1 = 500/180=2,8.
Расхождение с Uоп заданным 3 % (при допускаемом значении 3 %).
6.1.3 Определяем ориентировочно межосевое расстояние а, мм:
а = 2(d1+ d2)=2(180+500)=1630 мм.
6.1.4 Определяем расчётную длину ремня (без учёта припуска на соединение концов):
Принимаем L=4000.
6.1.5 Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива град:
6.1.6 Определяем скорость ремня:
6.1.7 Определяем число пробегов ремня в секунду:
6.1.8 Определяем окружное усилие
Ft=
6.1.9 Определяем допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения ремня):
[k]
= k0 ∙ С0
∙ С
где k0 = 2,25 МПа при отношении /d1 = 1/40 относится к горизонтальным передачам, при d1 =d2 (что соответствует углам обхвата, а = 180°), при напряжении от предварительного натяжения =1,8 МПа и скорости =10 м/с;
С0 =1 − коэффициент, учитывающий расположение передачи, для горизонтальных и наклонных до 60°;
С −коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата °
;
С − коэффициент, учитывающий влияние скорости
С = 1− коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи, при спокойной работе с кратковременными пусковыми нагрузками не свыше 120 % от номинальной.
6.1.10 Определяем необходимую ширину ремня:
b
=
Подбираем размеры поперечного сечения прорезиненного ремня тип В.
Из условия /d1≤ 1/40 следует, что толщина ремня должна быть не больше = число прокладок толщиной 1,25 мм не больше 4.
Принимая
во внимание, что с уменьшением
толщины ремня его
Ближайшее значение по стандарту b= 40 мм.
6.1.11 Определяем площадь поперечного сечения ремня А, мм2:
А=
6.1.12 Определяем силы, действующие в ременной передаче:
– предварительное натяжение каждой ветви
Fo=
