Разработка привода ленточного конвейера. 2
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Вятский государственный
(ВятГУ)
Факультет автоматизации машиностроения
Кафедра основ конструирования машин
Разработка привода ленточного конвейера
Пояснительная записка
Курсовой проект по дисциплине
«Детали машин»
ТПЖА.303100.27.01 ПЗ
Разработал студент гр. 10 СПу __________________/Рыболовлев И.Ю./
Руководитель к. т. н., доцент __________________/Власов В.А./
Проект защищен с оценкой
Члены комиссии
Киров 2012
«Детали машин» является первым из расчётно-конструкторских курсов, в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.
Выполнение курсового проекта по деталям машин – первая самостоятельная творческая работа студентов, в ходе которой возникает много трудностей и противоречий. К ним относятся: установление последовательности выполнения работы, правильность конструирования узлов и деталей, выбор материалов и конструкции в целом, выбор системы смазки, выполнение условий сборки.
В курсовом проекте необходимо спроектировать привод ленточного конвейера. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали, также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью проекта является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.
1 Кинематический расчет
1.1 Подбор электродвигателя по мощности
Вычисляется значение частоты вращения на выходе привода:
;
Вычисляется значение крутящего момента на выходе привода:
;
Вычисляется значение угловой скорости на выходе привода:
;
Вычисляется выходная мощность привода:
;
Вычисляется КПД привода:
, где
КПД муфты ([2]/табл. 1.1);
КПД пары подшипников ([2]/табл. 1.1);
КПЛ червяной передачи ([2]/табл. 1.1);
КПД цилиндрической прямозубой передачи ([2]/табл. 1.1);
Вычисляется входная мощность:
;
По каталогу выбирается ближайший больший по мощности электродвигатель.
1.2 Подбор электродвигателя по частоте вращения
Определяется общее передаточное отношение привода:
Принимается: и ([2]/табл. 1.3);
Определяется частота вращения входного вала:
;
По каталогу выбирается ближайший по частоте вращения электродвигатель.
Необходимые параметры двигателя:
;
Выбирается двигатель 112М2 с параметрами ([1]/табл. П62):
;
Определяется действительное общее передаточное отношение:
;
Уточняются передаточные отношения отдельных ступеней:
Принимается , тогда
;
.
Принимается по СТ СЭВ 221–75 ([1]/стр. 302)
1.3 Определение крутящих моментов и частот вращения отдельных валов
На валу электродвигателя:
;
;
На входном валу редуктора:
;
На втором валу:
;
;
;
На третьем валу:
;
;
;
На выходном валу (действительные значения):
;
Выполняется проверка погрешности:
;
2 Силовой расчет
2.1 Расчет червячной передачи
2.1.1 Выбор материала червяка, венца червячного колеса и определение допускаемых напряжений
Для червяка назначается нормализованная сталь 45 с поверхностной закалкой токами высокой частоты (ТВЧ) до твердости и последующей шлифовкой витков червяка.
Предел прочности для стали 45 (нормализация) ([1]/табл. П3).
Находится допускаемое напряжение изгиба для вала – червяка при симметричном цикле напряжений:
Предел выносливости и коэффициенты в формуле:
, где
требуемый коэффициент запаса прочности, ;
эффективный коэффициент концентрации напряжений, ;
коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб,
Принимая , , ([1]/стр. 195), вычисляется:
Принимается для венца червячного колеса безоловянную бронзу марки АЖ9–4, отливка в землю:
([1]/табл. П38);
Определяется скорость скольжения червяка:
Ориентировочно принимая , находится допускаемое контактное напряжение для зубьев червячного колеса:
([1]/табл. П38);
.
2.1.2 Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеплении
Определяется число зубьев червячного колеса и значение коэффициента диаметра червяка:
;
;
, принимается по СТ СЭВ 267–76 ([1]/табл. П33)
Из первой части расчета:
Вычисляется межосевое расстояние:
;
Находится расчетный модуль:
;
Выбирается стандартный модуль по СТ СЭВ 267–76 ([1]/табл. П33).
Вычисляются делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:
; ;
; ;
; ;
Уточняется межосевое расстояние:
;
Принимается по СТ СЭВ 229–75 ([1]/стр. 302).
Определяется ширина венца и наибольший диаметр червяного колеса:
;
;
Уточняется скорость скольжения червяка:
;
Уточняется допускаемое контактное напряжение:
;
Вычисляется угол трения:
([1]/табл. П34);
Угол подъема витка червяка ([1]/табл. П36):
при и
Уточняется КПД червячной передачи:
;
Определяются силы, действующие в зацеплении.
Определяется окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:
;
Определяется окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:
;
Определяется радиальная (распорная) сила:
;
угол профиля в осевом сечении червяка ([1]/стр. 153);
2.1.3 Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость
Проверочный расчет на контактную выносливость выполняется по формуле:
Определяются коэффициенты:
для стали–бронзы ([1]/табл. П22);
коэффициент нагрузки:
;
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса ([1]/стр. 155);
динамический (скоростной) коэффициент ([1]/табл. П35);
;
коэффициент, учитывающий условный угол обхвата червяка колесом и угол подъема линии витков червяка:
, где
;
Подставляется в формулу:
Сравнивается:
Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе выполняется по формуле:
Определяются коэффициенты:
;
коэффициент формы зуба
Для определения вычисляется эквивалентное число зубьев:
;
При коэффициент ([1]/табл. П27).
Подставляется в формулу:
Сравнивается:
2.1.4 Расчет на теплостойкость
Для червячной передачи определяется рабочая температура масла и сравнивается с допускаемой:
,
температура окружающего воздуха, ([5]/стр. 83);
КПД червячной передачи, ;
мощность на валу червяка:
;
коэффициент теплопередачи корпуса, ([5]/стр. 83);
площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, ;
коэффициент, учитывающий теплоотвод в станину, ([5]/стр. 83);
коэффициент, учитывающий уменьшение тепловыделения в единицу времени цикла работы червячной передачи за счет перерывов и снижения нагрузки, ([5]/стр. 83);
допускаемая рабочая температура, ([5]/стр. 83).
Подставляется в формулу:
,
.
Условие выполняется.
2.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
2.2.1 Выбор марки
материала, назначение химико–
Выбирается для колеса ([1]/табл. П28): сталь 45, нормализация, , , , , .
Выбирается для шестерни ([1]/табл. П28): сталь 45, улучшение, , , , , .
Назначается ресурс передачи .
Находится число циклов перемены напряжений:
;
Так как и , то значения коэффициентов долговечности принимаются и ([1]/стр. 97).
Находятся допускаемые напряжения для колеса:
;
;
Находятся допускаемые напряжения для шестерни:
;
.
2.2.2 Определение параметров передачи
Вычисляется межосевое расстояние по формуле:
Определяются коэффициенты:
для стали–стали ([1]/табл. П22);
и коэффициенты ширины колеса, ([1]/стр. 110);
;
Принимается ([1]/табл. П25).
Подставляется в формулу:
Принимается по СТ СЭВ 229–75 ([1]/стр. 302).
По эмпирическому соотношению определяется модуль:
Принимается по СТ СЭВ 310–76 ([1]/табл. П23).
Вычисляется количество зубьев:
;
Принимается
;
Принимается
Определяются делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:
; ;
; ;
; ;
Уточняется межосевое расстояние:
;
Определяется ширина венца зубчатых колес:
;
Принимается для колеса: .
Принимается для шестерни: .
2.2.3 Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении
Определяется окружная скорость:
;
Определяется мощность на входном валу редуктора:
;
Определяются силы, действующие в зацеплении.
Определяется окружная сила:
;
Определяется радиальная (распорная) сила:
;
угол профиля (зацепления)
в нормальной плоскости ([1]/
2.2.4 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев
Проверочный расчет на контактную выносливость выполняется по формуле:
Определяются коэффициенты:
коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:
при ([1]/стр. 110);
коэффициент, учитывающий механический свойства материалов сопряженных зубчатых колес:
для стали–стали ([1]/стр. 153);
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
;
коэффициент торцевого перекрытия при :
;
коэффициент нагрузки:
;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
([1]/табл. П25);
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;
([1]/табл. П26);
Подставляется в формулу:
Сравнивается:
Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе выполняется по формуле:
Определяются коэффициенты:
коэффициент нагрузки:
;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
([1]/табл. П25);
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;
;
;
коэффициент формы зуба
Для определения вычисляется эквивалентное число зубьев при :
;
;
Определяются коэффициенты для шестерни: и для колеса: ([1]/табл. П27).
Выполняется сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
;
Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнять для зубьев колеса.
Принимается .
Подставляется в формулу:
Сравнивается:
3 Предварительный расчет валов и подбор подшипников
3.1 Входной вал
Предварительный расчет валов проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр входного конца вала при расчете на кручение при допускаемом напряжении на кручение МПа определяется по формуле:
Вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, следовательно:
;
Выбирается мм.
Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79: мм.
Диаметр вала под подшипник предварительно выбирается: мм.
Шестерня выполнена за одно целое с валом.
Основные размеры всех валов представлены в таблице 1.
На входной вал назначается пара радиальных шарикоподшипников средней серии 307 по ГОСТ 8338 – 75.
Основные параметры всех подшипников представлены в таблице 2.
3.2 Промежуточный вал
При допускаемом напряжении на кручение МПа диаметр вала под ступицу определяется по формуле:
Принимается диаметр под ступицу зубчатого колеса: мм.
Тогда диаметр под подшипники выбирается: мм.
Из-за достаточно большой протяженности на вал выбирается блок радиально–упорных шарикоподшипников средней серии 46309 по ГОСТ 831–75, разделенных распорной втулкой.
У зубчатого колеса ставится радиальный шарикоподшипник средней серии 309 по ГОСТ 8338–75.
3.3 Выходной вал
На выходном валу при допускаемом напряжении на кручение МПа диаметр вала под подшипник определяется по формуле:
Принимается диаметр под подшипник: мм.
Принимается диаметр под ступицу червячного колеса: мм.
На выходной вал назначается пара радиально–упорных конических роликоподшипников средней серии 7311А по ГОСТ 27365–87.
Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79: мм.
Диаметр выходного конца вала принимается: мм.
Таблица 1 – Основные размеры валов, мм
Название вала |
Номера подшипников | ||||
Входной |
28 |
32 |
35 |
- |
307 |
Промежуточный |
- |
- |
45 |
40 |
46309, 309 |
Выходной |
50 |
52 |
55 |
60 |
7311А |
Таблица 2 – Основные параметры подшипников
Номер подшипника |
Внутренний диаметр d, мм |
Внешний диаметр D, мм |
Ширина В, мм |
Грузоподъемность, кН | |
динамическая С |
статическая С0 | ||||
|
307 |
35 |
80 |
21 |
33,2 |
18,0 |
309 |
45 |
100 |
25 |
52,7 |
30,0 |
46309 |
45 |
100 |
25 |
61,4 |
37,0 |
7311А |
55 |
120 |
31 |
134,0 |
110,0 |
4 Выбор муфт
4.1 Муфта на входной вал редуктора
На входной вал редуктора выбирается упругая муфта с торообразной оболочкой по ГОСТ 50892–96 ([3]/cтр. 348)
Крутящий момент .
Частота вращения .
Присоединительный размер муфты: .
Габаритные размеры муфты: и .
Смещение осей валов: , и ;
радиальное смещение;
угловое смещение;
осевое смещение.
4.2 Муфта на выходной вал редуктора
На выходной вал редуктора
выбирается муфта упругая втулочно–
Крутящий момент .
Частота вращения .
Присоединительный размер муфты: .
Габаритные размеры муфты: и .
Смещение осей валов: и .
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
1. Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:
2. Толщина нижнего пояса крышки редуктора:
3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:
4. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:
5. Толщина ребер корпуса и крышки редуктора:
6. Диаметр фундаментных болтов:
Принимается М18 по ГОСТ 7798–70.
7. Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников:
Принимается М12 по ГОСТ 7798–70.
8. Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу:
Принимается М10 по ГОСТ 7798–70.
9. Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу:
Размер , принимаем
10. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:
Принимается М8 по ГОСТ 7798–70.
11. Диаметр резьбы пробки для
слива масла из картера
Принимается по ГОСТ 7796–70.
12. Ширина пояса соединения
13. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора:
14. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса:
15. Расстояние между
внутренней стенкой крышки
16. Расстояние от оси
червяка до дна картера (
6 Выбор системы смазки и смазочных материалов
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Так как скорость скольжения червяка V=6 м/с не превышает 12,5 м/с, следовательно, в данном редукторе наиболее благоприятной будет картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения вращающихся деталей в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса детали. Так как окружные скорости колёс больше 2 м/с, то смазка колёс и подшипников может быть общей.
Для разбрызгивания масла на промежуточный вал ставится крыльчатка. Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя. Пробка в нижней части редуктора предназначена для слива масла. В пробке смотровой крышки предусмотрены отверстия для выхода избытка воздуха из редуктора в атмосферу ([4]/стр. 10).
Определяется расчетное значение объема заливаемого масла по формуле:
ширина масляной ванны,
высота масляной ванны,
длина масляной ванны,
Для смазки редуктора используется индустриальное масло И–70А по ГОСТ 20799–75 для гидравлический систем, работающее при температуре 70°С.
