Реферат Привод ленточного конвеере

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 28.2.2025

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

ТЮМЕСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ (ТюмГНГУ)

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ
Кафедра: «Детали машин»
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА.

Пояснительная записка к курсовому проекту
КП.ДМ.
02
.05.00.00.ПЗ.
Выполнил: Студент группы ТМ 03-1

Анишин Е.И.

Проверил: Пяльченков В.А.
Тюмень,2006г

Содержание

I.                                   Выбор электродвигателя и кинематический расчет....................... 3

II.                               Расчет зубчатых колес редуктора.................................................. 5

III.                           Предварительный расчет валов редуктора..................................... 12

IV.                           Конструктивные размеры зубчатых колес..................................... 13

V.                               Конструктивные размеры корпуса редуктора............................... 14

VI.                           Проверка долговечности подшипников......................................... 15

VII.                       Проверка прочности шпоночных соединений............................... 17

VIII.                   Уточненный расчет валов............................................................... 18

IX.                           Выбор посадок............................................................................... 20

X.                               Выбор сорта масла......................................................................... 21

XI.                           Список литературы......................................................................... 22

XII.                       Приложение.................................................................................... 23

I
. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По [1, табл.1.1.] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес КПД пары конической передачи КПД, учитывающий потери в муфтах,

Общий КПД привода

Окружное усилие на барабане кН; окружная скорость барабана ;диаметр барабана мм.

Мощность на валу барабана кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

Угловая скорость барабана рад/с.

Частота вращения барабана

об/мин

Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для среднее значение передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для двух зубчатых передач [2, табл. 1.2.]

об/мин.

Далее по [3, табл. П.1.] (см. приложение) подбираем электродвигатель с мощностью кВт, и с частотой вращения об/мин, ротора ближайшими к кВт и об/мин.

Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А 100 4LУЗ, с параметрами кВт и скольжением s=4,7% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения об/мин, а угловая скорость рад/с.

Найдем общее передаточное отношение:

Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям [2, табл. 1.3.]:

Для редуктора по ГОСТ 2185-66 принимаем и

Получаем

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал 1	об/мин	рад/с
Вал 2	об/мин	рад/с
Вал 3	об/мин	рад/с

Находим вращающие моменты каждого из валов:

II
. Расчет зубчатых колес редуктора

1. Расчет конической быстроходной зубчатой пары.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [3, табл. 3.3.]: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 270; для колеса – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, но твердость на 25 единиц ниже – НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения

где

– предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По [3, табл. 3.2.] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) имеем:

– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают коэффициент безопасности

МПа;

Коэффициент в случае консольного расположение колес относительно опор принимаем предварительно по [3, табл. 3.1.] значение

Принимаем коэффициент ширины венца по ГОСТ 12289-76.

Внешний делительный диаметр колеса

мм,

где , а передаточное число быстроходной ступени редуктора

Принимаем по ГОСТ 12289-76 мм.

Причем число зубьев шестерни , тогда число зубьев колеса внешний окружной модуль .

Углы делительных конусов

.

Внешние конусное расстояние и ширина зуба:

мм

мм

Принимаем мм и мм

Внешний делительный диаметр шестерни мм;

Средний делительный диаметр шестерни

мм.

Внешний диаметр шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

мм

мм

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру .

Средняя окружная скорость

При такой скорости для шевронных колес следует принять 7-ю степень точности.

Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям. Для определения контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки.

Значения даны в [3, табл. 3.5.]; при , твердости и консольном расположении колес относительно опор

По [3, табл. 3.4.] при м/с и 7-й степени точности

По [3, табл. 3.6.] при м/с,HB<350, имеем

Таким образом,

Проверка контактных напряжений:

МПа МПа, условие выполняется.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Н;

радиальная для шестерни равна осевой для колеса Н;

осевая для шестерни равна радиальной для колеса Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки

По [3, табл. 3.7.] при твердости и консольном расположении зубчатых колес относительно опор

По [3, табл. 3.8.]

Таким образом, коэффициент

– коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни

у колеса

и

Определяем допускаемое напряжение:

По [3, табл. 3.9.] для стали 40Х улучшенной при твердости

Для шестерни МПа.

Для колеса МПа.

- коэффициент безопасности, где по [3, табл. 3.9.], (для поковок и штамповок). Следовательно,

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения для шестерни МПа; для колеса МПа.

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

МПа МПа, условие прочности выполнено.

2. Расчет цилиндрической тиходной зубчатой пары.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [3, табл. 3.3.]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения: где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По [3, табл. 3.2.] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) имеем:

– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают коэффициент безопасности

Для цилиндрических передач с прямыми зубьями расчетное допускаемое контактное напряжение равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса

Для шестерни МПа.

Для колеса МПа.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа.

Коэффициент в случае несимметричное расположение колес относительно опор принимаем предварительно по [3, табл. 3.1.] значение

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние вычисляется из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

где для косозубых передач , а передаточное число тихоходной ступени редуктора

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

мм; принимаем по ГОСТ 9563-60 2,7мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев

Уточняем значение угол наклона зубьев

,

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка: мм.

диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

ширина колеса мм;

ширина шестерни мммм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи: м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки :

Значения даны в [3, табл. 3.5.]; при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор

По [3, табл. 3.6.] для прямозубых колес при м/с и 8-й степени точности имеем ;

Таким образом,

Проверка контактных напряжений:

МПа МПа.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Н;

радиальная Н;

осевая Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки

По [3, табл. 3.7.] при твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор

По [3, табл. 3.8.]

Таким образом, коэффициент

– коэффициент, учитывающий форму зуба выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Для шестерни:

Для колеса:

Таким образом и

Определяем допускаемое напряжение:

По [3, табл. 3.9.] для стали 45 улучшенной при твердости

Для шестерни МПа.

Для колеса МПа.

- коэффициент безопасности, где по [3, табл. 3.9.], (для поковок и штамповок). Следовательно,

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения для шестерни МПа; для колеса МПа.

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

Определяем коэффициенты и : ;

Проверяем прочность зуба колеса:

МПаМПа.

Условие прочности выполнено.

III
. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Входной вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа

мм

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Иногда принимают . Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя [3, табл. П.2.] диаметр вала 38 мм. Примем мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-93 с расточками полумуфт под мм и мм. Примем под подшипниками мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Промежуточный вал:

диаметр вала под подшипники при допускаемом напряжении МПа

мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем мм, диаметр вала под подшипник принимаем мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа

мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем мм, под зубчатым колесом мм.

Так как выходной вал редуктора соединен муфтой с приводным валом барабана, то необходимо согласовать диаметры выходного конца вала редуктора и выходного конца приводного вала барабана . Диаметр выходного конца приводного вала принимаем мм. Исходя из этого выбираем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-94 с диаметром полумуфт мм.

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

IV
. Конструктивные размеры зубчатых колес

1. Коническая быстроходная ступень мм.

Определены ранее: мм; мм; мм.

мм; мм; мм.

Диаметр ступицы мм.

Длина ступицы мм, принимаем мм.

Толщина обода мм, принимаем мм.

Толщина диска мм, принимаем мм.

2. Тихоходная цилиндрическая ступень мм.

Определены ранее: мм; мм; мм.

мм; мм; мм.

Диаметр ступицы мм.

Длина ступицы мм, принимаем мм.

Толщина обода мм, принимаем мм.

Толщина диска мм.

V
. Конструктивные размеры корпуса редуктора

По [3, табл.10.2; 10.3] толщина стенок корпуса и крышки:

мм, принимаем мм;

мм, принимаем мм;

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

мм; мм.

ширина пояса корпуса

мм, ; принимаем мм.

Диаметр болтов:

фундаментных мм, принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников мм, принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом мм, принимаем болты с резьбой М12.

VI
. Проверка долговечности подшипников

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов имеем: Н; Н; Н.

Нагрузка создаваемая барабаном Н, составляющая этой нагрузки Н.

Из компоновочного чертежа находим: мм.

Реакции опор: в плоскости xz:

Н;

Н;

в плоскости yz

Н.

Н.

Суммарные реакции

Н;

Н.

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 6.

Намечаем роликовые конические однорядные подшипники 7211легкой серии [3, табл. П.3.]: мм;

мм; мм; кН; кН.

Эквивалентную нагрузку находим по формуле:

в которой радиальная нагрузка Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [3,табл.9.19.];

[3,табл.9.20.].

Отношение эта величина по [3,табл.9.18.]соответствует .

Отношение следовательно , .

Поэтому , тогда: Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

ч;

здесь об/мин – частота вращения выходного вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники выходного вала 7211 имеют ресурс ч.

VII
. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78 [3,табл.8.9.].

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа, при чугунной ступице МПа.

Выходной вал.

Проверяем шпонку под зубчатым колесом: мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине ступицы зубчатого колеса 85,5 мм); момент на выходном валу

МПа (материал зубчатого колеса – сталь 45). Условие выполнено.

Проверяем шпонку под МУВП: мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине ступицы зубчатой полумуфты 115 мм); момент на выходном валу

МПа

(полумуфты МУВП изготовляются из чугуна марки СЧ 20). Условие выполнено.

VIII
. 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

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений выходного вала. Материал вала - сталь 45 нормализованная. По [3,табл. 3.3.] среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Сечение А–А.

Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: коэффициенты концентрации напряжений и по [3,табл.8.5.];

масштабные факторы и по [3,табл.8.8.];

принимаем коэффициенты и

Изгибающий момент:

Момент сопротивления изгибу [3,табл.8.5.]

, г демм, мм, мм;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа; среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А–А

Условие выполнено.

IX
. Выбор посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в [3,табл. 10.13.].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347–82.

Посадка зубчатой муфты и МУВП на вал редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по

Посадка мазеудерживающего кольца на вал редуктора

Ширину шпоночного паза на валу выполняем с отклонение

На ширину шпоночного паза на зубчатом колесе задаем поле допуска

Поле допуска на валу под манжету

X
. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,8 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

По [3,табл. 10.8.] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна По [3,табл. 10.10.] принимаем масло индустриальное (по ГОСТ 20799–75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [3,табл. 9.14.], периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

XI.
Список литературы

1.      Детали машин. Проектирование: учебн. пособие\Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – 2-е изд., испр. и доп. – Мн.: УП «Технопринт», 2002. – 290 с.

2.      Дунаев П.Ф., Леликов О.П. /Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 447 с.

3.      Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. /Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

Bukvasha