Разработка привода к ленточному транспортёру

Разработка привода к ленточному транспортёру

3

Министерство образования Российской Федерации

ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет вечернего и заочного обучения

Кафедра Прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Прикладная механика» .

Тема Разработка привода к ленточному транспортёру .

Расчетно-пояснительная записка

Выполнил студент ЭСХ-011 Калиганов С.А. .

Группа Подпись инициалы, фамилия

Дата

Руководитель Свиридов С.И.

Подпись инициалы, фамилия

Дата

Члены комиссии

Подпись инициалы, фамилия

Дата

Нормоконтролёр

Подпись инициалы, фамилия

Дата

Защищён_____________________ Оценка__________________________

Дата

2004

Содержание

1. Задание на курсовое проектирование…………………………..1

2. Содержание……………………………………………………....2

3. Замечания руководителя……………………………….………..3

4. Введение………………………………………………………….4

5. Исходные данные……………………………….…………….…5

6. Выбор электродвигателя………………………………………...6

7. Определяем значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов……………………………………………...7

8. Расчёт зубчатой передачи…………………………………….…8

9. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс…….…….9

10.Основные размеры шестерни и колеса…………………….....10

N2 = 95 кВт - мощность на ведомом валу

n2 = 650 об/мин - число оборотов на ведомом валу

Up = 4,5 - передаточное отношение редуктора

T = 13000 часов - срок службы привода

Передача нереверсивная

Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр - 4.

М

График нагрузки:

1,2 Мн Мн

0,6 Мн

0,003Т 0,5Т 0,4Т

Т

1. Выбор электродвигателя

Вычислим общий КПД редуктора:

Из табл. 1.1 [1]выбираем:

- зубчатая передача в закрытом корпусе с цилиндрическими колёсами

- потери на трение в опорах каждого вала

- коэффициент

n=2 - число валов

Необходимая мощность электродвигателя:

Частота вращения вала электродвигателя:

Из каталога (П.1. [1]) выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 - 4А280S2, с номинальной мощностью N=110 кВт и частотой вращения nc = 3000 об/мин.

Скольжение s = 2%

Перегрузка по мощности:

Перегрузки по мощности нет.

Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах:

Вал 1 - вал электродвигателя

N1 = 99,93 кВт ; n1 = 2925 об/мин

Угловая скорость:

Крутящий момент:

Вал 2 - выходной вал

N2 = N1 x з1=99,93 x 0,97=96,93 кВт

n2 = n1 / Up= 2925 / 4,5= 650 об/мин

Угловая скорость:

Крутящий момент:

2. Расчёт зубчатой передачи

Выбор материалов шестерни - колеса.

Для обеспечения передачи выбираем из табл. 3.3 [1] материалы:

для шестерни - Сталь 40Х, уВ=780 Мпа; уТ=440 Мпа; HB1 230; термообработка - улучшение

для колеса - Сталь 40Х, уВ=690 Мпа; уТ=340 Мпа; HB2 200; термообработка - нормализация.

Вычисляем пределы выносливости:

NHO - базовое число циклов нагружения колеса для расчёта по контактным напряжениям при твёрдости ? HB 230

NHO=1,0 х 107

Эквивалентное число циклов нагружения NУ определим в соответствии с графиком нагрузки:

Из графика нагрузки следует:

Mmax= 1,2 Mн ; МII= 0,6 Мн ; МIII= 0,3 Мн ;

tmax= 0,003 T ; tII= 0,1 T ; tIII= 0,4 T ;

nmax=n1 ; MI=MН ; tI=0.5T ; nI=nII=nIII=n1

Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых колёс передачи:

- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность

Так как Ny > 107, то kpk=1

Момент на валу шестерни:

Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни предварительно примем k=1,3.

Из условия контактной прочности для косозубых колёс Ша=0,315; kП=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:

По ГОСТ 2185-66 это значение aщ округляется до ближайшего стандартного aщ= 400 мм.

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.

Нормальный модуль mn выбирается из ряда стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 из интервала mn=(0,010-0,020)aщ

mn=(0,010-0,020) х 400=4-8мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=6мм.

Если предварительно принять, что угол наклона зуба в=100, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:

;

Передаточное отношение отличается от стандартного (U=4,5) на 0,89% ,что меньше допустимого 2,5%.

Чтобы aщ оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:

в = arccos 0,98= 10 073I

Основные размеры шестерни и колеса.

Вычислим диаметры делительных окружностей:

- шестерни:

- колеса:

Проверяем межосевое расстояние:

Диаметры окружностей вершин:

- шестерни:

- колеса:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

Ширина венца зубьев колеса:

Ширина венца зубьев шестерни:

3. Проверочный расчет на контактную выносливость

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:

Примем 7-ую степень точности.

Уточним коэффициент нагрузки

где: К Н = 1,041 - из таблицы 3.5 [1]

К Н = 1,12 - из таблицы 3.4 [1]

К HV = 1,05 - из таблицы 3.6 [1]

Проверка контактных напряжений по формуле:

591,25

Условие прочности соблюдается

393,26 МПа <[ H ] = 591,25 Мпа

5. Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки

Используя график нагрузки находим

Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45

HРmax = 2,8 Т = 2,8* 510 = 1428 МПа

Условие прочности Hmax < HРmax соблюдается

6.Силы, действующие в зацеплении

окружная

радиальная

осевая

7. Расчет на выносливость при изгибе

По таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и вычислим пределы выносливости:

где: коэффициент твёрдости (стр. 42). По табл. 3,7 при шbd=1,275, твёрдости HB?350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор kFв=1,33.

по табл. 3.8 kFх=1,2.

Т.о. коэффициент kF=1,33х1,2=1,596

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zх

у шестерни

у колеса

По таблице на стр.42 выбираем:

YF1=4,09 и YF2=3,61

Допускаемое напряжение по формуле:

По табл. 3.9 для Стали 35 при твёрдости HB?350 уoFlimb=1,8 HB

Для шестерни уoFlimb=1,8 х 510=918 HB

Для колеса уoFlimb=1,8 х 450=810 HB

[SF]=[SF]I x [SF]II - коэффициент безопасности,

где: [SF]I =1,75 (по табл. 3.9), [SF]II =1 (для поковок и штамповок)

[SF]=[SF]I x [SF]II=1,75х1=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

для колеса:

Находим отношения:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты Yв и KFб (см гл. III, пояснения к формуле (3.25)).

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия еб=1,5 и 7-й степени точности KFб=0,92

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено.

8.Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ к] = 20 Мпа

Принимаем d в1 = 50 мм

Примем под подшипниками d п1 = 45 мм

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал

Примем [ к ] = 20 МПа

Диаметр выходного конца вала

Примем d в2 = 65 мм

Диаметр вала под подшипниками примем d п2 = 70 мм

Под зубчатым колесом примем d к2 = 75 мм

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

9.Конструктивные размеры зубчатых колес

Вал-шестерня

Её размеры определены выше:

d1 = 146,565 мм; da1 = 158,565 мм; b1 = 131 мм

Колесо вала 2

d2 = 653,435 мм; da2 = 665,435 мм; b2 = 126 мм

Диаметр ступицы

dст = 1,6 х dk2 = 1,6 х 75 = 120 мм

Принимаем dст = 120 мм

Длина ступицы

Lст = 1,4 х dk2 = 1,4 х 75 = 105 мм

Принимаем L ст = 150 мм

Толщина обода

= (2,54) х m n= (2,54) х 6 = 1524 мм

Принимаем = 20 мм

Толщина диска

С = 0,3 х b 2 = 0,3 х 126 = 37,8 мм

Принимаем С = 40 мм

10.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

= 0,025 х aw +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем = 12 мм

1 = 0,02 х aw +1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем 1 = 10 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

-верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1 ,5 х = 1,5 х 12 = 18 мм

b 1= 1 ,5 х 1= 1,5 х 12 = 15 мм

-нижнего пояса корпуса

р = 2,35 х = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм

Диаметр болтов :

-фундаментных

d 1 = 0,033 х aw +12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм

Принимаем болты с резьбой М 27

-крепящих крышку к корпусу у подшипника

d 2 = 0,72 х d 1 = 0 ,72 х 27 = 19,4 мм

Принимаем болты с резьбой М20

-соединяющих крышку с корпусом

d 3 = 0,55 х d 1 = 0,55 х 27 = 14,8 мм

Принимаем болты с резьбой М 16

11.Выбор муфты

Ведомый вал

Передаваемый крутящий момент

Т2 = 1027,93 Н м

Число оборотов n = 650 об/мин

Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75

Размеры

d = 65 мм Т = 1000 Н м Тип I

D = 220 мм L = 286 мм

12.Выбор смазки

Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .

Передаваемая мощность Р = 99,93 кВт

Объем масляной ванны W определим из расчета 0,25дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности

W = 0,25 х 99,93 = 24,98 л

Устанавливаем вязкость масла

При н =9,729 МПа и V = 22,435 м/с

кинематическая вязкость масла = 34 х 10 -6 м2 /с

Применим масло индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1.

 13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора

Расчёт ведущего вала

Из предыдущих расчётов имеем:

T 1 = 326,41 Н м - крутящий момент

n1 = 2925 об/мин - число оборотов

F t = 4454,13 Н - окружное усилие

F r = 1650,05 Н - радиальное усилие

F a = 308,56 Н - осевое усилие

d 1 = 146,565 мм - делительный диаметр шестерни

Материал вала: сталь 45, улучшенная, HB 200

в = 690 МПа - предел прочности

-1 = 0,43 х в = 0,43 х 690 = 300 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле изгиба

-1 = 0,58 х -1 = 0,58 х 300 = 175 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле касательных напряжений

l1 = 110 мм

Определим опорные реакции в плоскости XZ

Определим опорные реакции в плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции:

Определим изгибающие моменты

Плоскость YZ

Плоскость ZX

Суммарный изгибающий момент

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 (по П.3. [1]):

d = 45 мм ; D = 100 мм ; B = 25 мм ; r = 2,5 мм ; C = 52,7 кН ; Co = 30 кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

где: Fr1 = 2412,59 Н - радиальная нагрузка

Fa = 308,56 Н - осевая нагрузка

V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)

Kу = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])

KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])

Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1])

соответствует e ? 0,18

Отношение > e ; X = 0,56 и Y = 2,34

Расчётная долговечность, млн.об

Расчётная долговечность, час.

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Расчет ведомого вала

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.

Из предыдущих расчётов имеем:

T 2 = 1027,93 Н м - крутящий момент

n2 = 650 об/мин - число оборотов

F t = 4454,13 Н - окружное усилие

F r = 1650,05 Н - радиальное усилие

F a = 308,56 Н - осевое усилие

d 2 = 653,435 мм - делительный диаметр шестерни

Материал вала: сталь 45, нормализованная HB 190

в = 570 МПа - предел прочности

-1 = 0,43 х в = 0,43 х 570 = 245 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле изгиба

-1 = 0,58 х -1 = 0,58 х 245 = 152 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле касательных напряжений

l2 = 140 мм

Определим опорные реакции в плоскости XZ

Определим опорные реакции в плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 314 (по П.3. [1]):

d = 70 мм ; D = 150 мм ; B = 35 мм ; r = 3,5 мм ; C = 104 кН ; Co = 63 кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

где: Fr4 = 2522,73 Н - радиальная нагрузка

Fa = 308,56 Н - осевая нагрузка

V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)

Kу = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])

KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])

Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1])

соответствует e ? 0,18

Отношение < e ; значит X = 1 и Y = 0

Расчётная долговечность, млн.об

Расчётная долговечность, час.

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Определим изгибающие моменты в сечении С

Плоскость YZ

Плоскость XZ

Суммарный изгибающий момент в сечении С

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9 [1]).

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [усм]=100-120 Мпа, при чугунной [усм]=50-70 Мпа.

Ведущий вал: d=50мм

шпонка: ширина - b=14мм

высота - h=9мм

длина - l=50мм

глубина паза вала - t1=5,5мм

глубина паза втулки - t2=3,8мм

фаска - s x 45о=0,3

Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T1=710 x 103 Н мм

Материал для полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20.

Ведомый вал: d=65мм

шпонка: ширина - b=20мм

высота - h=12мм

длина - l=100мм

глубина паза вала - t1=7,5мм

глубина паза втулки - t2=4,9мм

фаска - s x 45о=0,5

Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T1=1000 x 103 Н мм

Обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей. Условие прочности выполняется.

15. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсируещему).

Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при условии s?[s].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение ув=780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитаем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d=50мм, b=14мм, t1=5,5мм (по табл. 8.5 [1])

Примем kф=1,68 (табл. 8.5[1]), еф=0,76 (табл. 8.8[1]) и шф=0,1 (стр. 166 [1]).

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 х 103 Н мм < ТБ < 710 х 103 Н мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=170мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

; среднее напряжение уm=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса sф=5,41. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений.

Такой большой запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной полумуфтой с валом электродвигателя.

По этой причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45 нормализованная.

По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение ув=570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрацию напряжений в этом сечении вызывает наличие шпоночной канавки с напрессовкой колеса на вал.

Коэффициент запаса прочности

При d=75мм, b=22мм, t1=9мм, h=14, l=140 (по табл. 8.5 [1])

Примем kф=1,49 (табл. 8.5[1]), kу=1,59 (табл. 8.5[1]),

еф=0,67 (табл. 8.8[1]), еу=0,775 (табл. 8.8[1]),

шф=0,1 (стр. 166 [1]), шу=0,15 (стр. 166 [1]).

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 х 103 Н мм < ТБ < 250 х 103 Н мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=100мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

; среднее напряжение уm=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Расчетная схема ведущего вала

d1

d2 . dд

С

l1 l1

L

X

M y

Z

Z M x

Y

T 1

Расчетная схема ведомого вала

C

l2 l2

L

X

My

Z

Mx

Z

Y

T2

Литература : 1. Курсовое проектирование деталей машин.

под редакцией С.А. Чернавского

М. Машиностроение , 1988 г.

2. Методическое руководство к курсовому проектированию по прикладной механике № 431

ВГТУ, Воронеж, 1982 г.

3. Детали машин. Атлас конструкций под редакцией Решетова Д.Н.

М. Машиностроение , 1979 г.