Привод ленточного конвейера - Детали машин и основы конструирования

Спецификация к приводу.spw

Привод ленточного конвейера
Пояснительная записка
Болт1.1 М16х180 ВСт3пс5
Болт М18-6gх50.58.16
Болт М14-6gх40.58.16
Двигатель асинхронный

Привод в сборе.cdw

Привод ленточного конвейера
Технические требования:
Сборку производить на смазке ЛИТОЛ-24 ГОСТ 21500-75.
Параллельность валов электродвигателя и редуктора
регулировать уголком
Допустимое радиальное смещение валов
Допустимое осевое смещение валов
Допустимый перекос валов 0
Техническая характеристика:
Мощность электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя
Модель электродвигателя АИР100S2
Передаточное число редуктора 14

3529 Курсовая работа_18.09.docx

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ
Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения
«Башкирский государственный университет»
Кафедра «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
Направление подготовки «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
«Детали машин и основы конструирования»
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
Пояснительная записка
к.т.н. д.п.н доцент Валеев А.С.
к курсовому проектированию по предмету "Детали машин и основы конструирования" студенту Гатину Амиру Радиковичу группы 3 ЭТТМиК (4 года)
Спроектировать привод ленточного конвейера:
Тяговое усилие на ленте Р = 150 Н
Скорость движения ленты V = 8 мс
Диаметр барабана Д= 05 м
Опоры редуктора - подшипники качения
Дата выдачи задания:
Подпись преподавателя:
Кинематический расчет привода5
Выбор материала и определение допускаемых напряжений при расчете червячной передачи8
Определение диаметров валов18
Подбор подшипников качения19
Список использованных источников28
Актуальность исследования. Инженер-конструктор является творцом новой техники и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях относящихся к объемной и контактной прочности материаловедению теплотехнике гидравлике теории упругости строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов теоретической механики машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
Целью курсового проекта является проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам.
Задачи курсового проекта:
Провести кинематический расчет привода.
Сделать выбор материала и определить допускаемые напряжения при расчете червячной передачи.
Провести расчет передачи.
Определить диаметров валов.
Провести подбор подшипников качения.
Провести расчет валов.
Кинематический расчет привода
Определяем мощность на ведомом валу привода по формуле (1.1):
где F = 2500 Н – окружная сила на барабане;
v = 8 мс – скорость движения ленты.
Ориентировочное значение КПД редуктора определяется по формуле (1.2):
Принимаем по рекомендациям табл. 1.2 [1] КПД червячной передачи =08 КПД соединительной муфты =098 потери в одной паре подшипников =099. Тогда КПД привода будет:
Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле (1.3):
Частота вращения ведомого вала привода определяется по формуле (1.4):
где v = 8 мс – скорость движения ленты;
Dб = 500 мм – диаметр барабана.
По табл. 1.1 [1] выбираем двигатель трехфазный асинхронный по ГОСТ 19523-81 (исполнение закрытое обдуваемое). Принимаем двигатель типа 4А112МВ8 с синхронной частотой вращения n = 750 обмин для которого Рэд= 30 кВт nэд=709 обмин.
Определяем передаточное отношение редуктора по формуле (1.5):
Так как привод редуктора состоит из одной червячной передачи передаточное отношение редуктора равно передаточному отношению червячной передачи:
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода.
Частота вращения вала определяется по формуле (1.6):
Угловая скорость вала определяется по формуле (1.7):
Ведущий вал редуктора (червяк):
Ведомый вал редуктора (червячное колесо):
Определяем мощности и крутящие моменты вращения на валах привода.
Ведущий вал (червяк):
Данные полученные в результате расчетов сведем в таблицу 1.1.
Ведущий вал (червяк)
Ведомый вал– вал червячного колеса
Выбор материала и определение допускаемых напряжений при расчете червячной передачи
Основной причиной выхода из строя зубьев передач является повреждение зубчатых венцов в результате изнашивания и поломок зубьев. Разрушение активных поверхностей зубьев обусловлено действием контактных напряжений. Поломка зубьев (усталостный излом) возникает из-за больших перегрузок ударного действия или от действия переменных напряжений в течение длительного срока службы. Предотвращение преждевременных выходов из строя червяков обеспечивается расчетом на контактную усталость активных поверхностей и на усталость при изгибе.
Основным материалом для изготовления червяков служат легированные или углеродистые стали. Выбор марки стали зависит от назначаемой термической обработки червяка и его габаритных размеров. Нелинейчатые и эвольвентные червяки обычно изготавливают с твердыми (≥HRC45) цементированными или закаленными по поверхности шлифованными и полированными витками.
Принимаем для червяка сталь 45 термообработка – закалка твердость не менее HRC 45 с последующим шлифованием (стр.7 [2]).
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования то в целях экономии примем для венца червячного колеса оловянно-фосфористую бронзу марки Бр.ОФ 10-1 способ отливки – в металлическую форму (табл. 1.1 [2]).
Расчеты зубчатых передач на усталость выполняют по допускаемым контактным Н и изгибным F напряжениям.
В червячной паре менее прочным элементом является изготовленное из бронзы червячное колесо размеры которого устанавливают при расчете его зубьев на прочность рабочих поверхностей и на изгибную выносливость. Критерием этой прочности является контактное напряжение значение которого не должно превышать допустимого определенного опытным путем. Витки червяка изготовленные из стали значительно прочнее бронзовых зубьев червячного колеса в связи с чем витки червяка на прочность не рассчитываются.
Определяем циклическую долговечность передачи при нагрузке близкой к постоянной по формуле (2.1):
где tΣ=24000 ч – ресурс работы редуктора.
Определяем допускаемые контактные напряжения предварительно находя значение предела контактной выносливости поверхности зубьев по табл. 5.1 [2] НО= 230 Мпа и коэффициент долговечности по формуле (2.2):
Определяем расчетный момент на колесе предварительно приняв значение коэффициента расчетной нагрузки для передачи при умеренных колебаниях нагрузки
Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.1):
По ГОСТ 2144-76 принимаем a=200 мм.
При передаточном отношении u=16 принимаем число витков червяка Z1=2 (стр.18 [2]).
Тогда число зубьев червячного колеса Z2=Z1·u=2·16=16 Принимаем Z2=32
При этом фактическое передаточное число передачи u= Z2 :Z1=16.
Фактическое передаточное отношение не должно отличаться от номинального (табл. 5.5 [7]) более чем на 4%.
Определяем осевой модуль червяка по формуле (3.2):
m=(14 17) a Z2=(14 17)·200:32=875 10625 (3.2)
Принимаем по ГОСТ 19672-74 m=10 мм (табл. 3.2 [2]).
Определяем коэффициент диаметра червяка (3.3):
Полученное значение соответствует стандартному по ГОСТ 19672-74 (табл. 3.2 [2]).
Уточняем межосевое расстояние по формуле (3.4):
Полученное значение соответствует стандартному.
Определяем делительные диаметры червяка и червячного колеса:
d2=Z2 ·m=32·10=320 мм
Коэффициент смещения (3.5):
Полученный коэффициент соответствует условию -1≤x≤1.
Определяем углы подъема червяка.
Делительный угол подъема линии витка червяка (3.6):
Начальный угол подъема витка (3.7):
Уточнение расчетных параметров и размеров червячной передачи путем проверочного расчета ее на прочность. Витки червяка изготовленные из стали значительно прочнее бронзовых зубьев червячного колеса в связи с чем витки червяка на прочность не рассчитываются.
Коэффициент нагрузки (3.8):
Коэффициент концентрации нагрузки (3.9):
где – коэффициент деформации червяка =57(табл. 3.3.[2]);
X – коэффициент учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка
X=05 (для типового режима работы II по табл.3.4.[2]).
Тогда коэффициент концентрации нагрузки (3.10):
Скоростной коэффициент.
Окружная скорость червячного колеса (3.12):
При v3мс скоростной коэффициент
Тогда коэффициент нагрузки (3.13):
Допускаемое напряжение [Н].
Окружная скорость на начальном диаметре червяка определяется по формуле (3.15):
Скорость скольжения в зацеплении (3.16):
С учетом полученного значения уточняем значение допускаемого напряжения для червячного колеса изготовленного из бронзы марки Бр.ОФ 10-1 (группа I).
где Сv – коэффициент учитывающий интенсивность износа материала группы I (рис.2.3.[2]) Сv = 1105;
[Н0] – исходное допускаемое напряжение для расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса [Н0]= 225МПа (табл.2.4 [2]);
NНЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжения
где kНЕ – коэффициент приведения kНЕ =02 (табл.2.2 [2]).
Условие выполняется.
Расчетное напряжение Н определяется по формуле (3.18):
Условие выполняется следовательно все параметры выбраны правильно.
Геометрические размеры червячной передачи.
Диаметр делительный определяется по формуле (3.19):
Диаметр вершин витков:
Диаметр впадин витков:
Длина нарезанной части червяка:
2. Червячное колесо.
Диаметр делительной (начальной) окружности определяется по формуле (3.20):
Диаметр вершин зубьев:
Ширина венца при Z1=2:
Силы действующие на валы червячной передачи:
–окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке
–окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе
–радиальная сила раздвигающая червяк и колесо
Напряжение изгиба в зубьях червячного колеса (3.21):
где YF – коэффициент учитывающий форму зубчатых колес YF= 164 (табл.3.6.[2]) при эквивалентном числе зубьев
Условие выполнено следовательно размеры передачи рассчитаны правильно.
Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку.
Максимальные контактные напряжения на рабочих поверхностях витков зубьев (3.22):
Максимальное напряжение изгиба в зубьях червячного колеса (3.23):
где Т2пик – пиковый крутящий момент на валу червячного колеса;
[Нmax] [Fmax] - предельное допускаемое контактное напряжение и предельно допускаемое напряжение изгиба для материала червячного колеса [Нmax]= 800МПа [Fmax] =123МПа (табл.2.5 [2]).
Коэффициент полезного действия.
Коэффициент полезного действия учитывает потери на трение в зацеплении и в подшипниках качения (3.24):
где φ=f(vск) – угол трения (табл. 3.7. [2]) φ=1°25.
Проверка передачи червячного редуктора на нагрев.
Общая поверхность А охлаждения корпуса редуктора приближенно определяется по зависимости:
Температура нагрева установленного на металлической раме редуктора при естественном охлаждении (3.25):
где kТ – коэффициент теплоотдачи kТ=10;
t0 = 20° - температура окружающего воздуха;
– коэффициент учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму = 025;
[tраб.] =95° - максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора.
Так как температура нагрева редуктора при естественном охлаждении не превышает допустимую то искусственного охлаждения редуктора не требуется.
Определение диаметров валов
Предварительный диаметр вала любого сплошного сечения определяется по формуле (4.1):
где d мм – диаметр вала;
Т Н·м – крутящий момент передаваемый валом;
[]= 12 20МПа – допускаемое напряжение на кручение.
Наименьший диаметр червяка:
Принимаем в зависимости от размера вала электродвигателя dч0 = 28 мм.
Наименьший диаметр вала под червячным колесом:
Принимаем dВ0 = 60 мм.
Подбор подшипников качения
Подбор подшипников производится по предварительной эскизной компоновке редуктора.
Для червячного редуктора выбираем роликоподшипники конические однорядные по ГОСТ 333-71.
Подбор подшипников для червяка.
Принимаем предварительно подшипник 7206.
Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку по формуле (5.1):
где Рr – радиальная составляющая действующей на подшипник нагрузки;
Рa – осевая составляющая действующей на подшипник нагрузки;
V – коэффициент учитывающий вращение колец подшипника V=1 при вращении внутреннего кольца;
Х Y – коэффициенты приведенной нагрузки определяются по табл. 4[4] в зависимости от значения
КБ – коэффициент безопасности КБ=13 (табл. 1[4]);
КТ – коэффициент зависящий от температуры КТ=1 при работе при температуре до 100°С.
Для определения действующих на подшипники нагрузок необходимо определить реакции опор.
Рис. 1. Нагрузка на подшипники
Осевые составляющие радиальных реакций:
В нашем случае S1 Fа1≥ S2 -S1 тогда Pа1= S1=162Н Pа2= S1+ Fа1=162+3074=3236Н
Исходя из полученного при расчете эквивалентной нагрузки для левого подшипника осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка для левого подшипника (Х=1 Y=0):
Эквивалентная нагрузка для правого подшипника (Х=04 Y=1645):
Определяем необходимый ресурс (в млн. оборотов):
где L10h – ресурс подшипника в часах L10h = 24000ч.
Определяем потребную динамическую грузоподъемность:
Исходя из полученных расчетов увеличиваем диаметр вала под подшипником d=40 мм и принимаем конический роликоподшипник средней широкой серии 7608 с Сr=900кН.
Подбор подшипников для вала червячного колеса
Принимаем предварительно подшипник 7212.
Рис. 2. Нагрузка на опоры
В нашем случае S3 Fа2≥ S4 –S3 тогда Pа3= S3=500Н Pа4= S3+ Fа2=500+961=1461Н
Эквивалентная нагрузка для правого подшипника (Х=04 Y=171):
Исходя из полученных расчетов окончательно принимаем конический роликоподшипник легкой серии 7212 с Сr=7083кН.
Проведем проверку вала червячного колеса имеющего шпоночный паз в месте посадки колеса.
Проверка прочности шпоночного соединения.
Для соединения вала и колеса применяем шпонку призматическую со скругленными торцами. Размеры сечения шпонки и паза и длина шпонки – по ГОСТ 23360-78: bхh = 18х11 мм t1 = 70 мм t2=44 мм l=70 мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности определяется по формуле (6.1):
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице колеса [см]=100-120МПа.
Условие прочности выполняется.
Уточненный расчет вала.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями.
Материал вала – сталь 45 ГОСТ1050-88. Предел прочности Н=600-750МПа предел текучести Т=340МПа предел выносливости при симметричном цикле изгиба -1=250-340МПа предел выносливости при кручении -1=150-200 МПа.
Опасное сечение вала червячного колеса обусловлено наличием шпоночной канавки.
Крутящий момент Т2=4919·103 Н·мм.
Рис. 4. Расчетная схема вала
При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяется по формуле (6.2):
где S – запас сопротивления усталости только по изгибу;
S – запас сопротивления усталости только по кручению.
В этих формулах а и а – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений; m и m – постоянные составляющие.
При расчете валов m = 0; а = М01· m = а=05=05Т02·d3
и – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости =01;
Кd и КF – масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности Кd = 0785 при изгибе и Кd =0685 при кручении; КF=110.
К и К – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении К=175 и К=160.
Условие прочности выполняется следовательно параметры вала подобраны верно.
При выполнении курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
В данном курсовом проекте производится расчет привода ленточного конвейера.
Основными требованиями предъявляемыми к машине являются: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.
В ходе работы над проектом производится анализ назначения и условий в которых находится каждая проектируемая деталь и выбирается более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных эксплуатационных и экономических требований. При проектировании производятся кинематические расчеты определяются силы действующие на звенья производятся расчеты конструкций на прочность решаются вопросы связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продумывается вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.
Список использованных источников
Буланже А.В. Палочкина Н.В. Часовников Л.Д. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин». – М.: МГТУ 2015. – 240 с.
Витушкина Е.А. Стрелов В.И. Расчет валов редукторов. – М.: МГТУ 2015. – 140 с.
Иванов В.Н. Баринова В.С. Выбор и расчеты подшипников качения. – М.: МГТУ 2020. – 170 с.
Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей ВУЗов. – М.: Высшая школа 2014. – 336 с.
Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа 2016. – 400 с.
Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа 2021. – 400 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 2018. – 416 с.
Проектирование механических передач С.А. Чернавский Г.А. Снесарев Б.С. Козинцов и др. – М.: Машиностроение 2021. – 560 с.
Проектирование механических передач С.А. Чернавский Г.А. Снесарев Б.С. Козинцов и др. – М.: Машиностроение 2014. – 560 с.
Рогачевский Н.И. Расчет цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ в режиме диалога: Методические указания. – Могилев: ММИ 2018. – 23 с.
Рогачевский Н.И. Кравец Н.Ф. Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. – Могилев: ММИ 2019. – 24 с.
Суворов Н.И. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по «Деталям машин». – Калуга МГТУ 2021. – 214 с.
Часовников Л.Д. Методические указания по расчету червячной передачи. – М.: МГТУ 2019. – 80 с.
Чернилевский В.Г. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. – К.: Выща шк. Головное изд-во 2017. – 328 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш. шк. 2017. – 432 с.