Проект привода к ленточному конвейеру

Спецификация рама.spw

Компановка эскизная 1.cdw

Рама чертёж 4.cdw

*Размеры для справок.
Сварка ручная дуговая по ГОСТ 5264-80 электродами Э42 по
контуру прилегания деталей.
Шероховатость стыков свариваемых деталей не ниже
Швы очистить от окалины
После сборки раму отжечь для снятия внутренних напряжений.

ПЗ Кравцов.doc

Кинематический расчет привода4
Расчет ременной передачи I ступени9
Расчет цилиндрической передачи II ступени14
Расчёт цилиндрической передачи III ступени22
Проектный расчёт валов30
Расчёт элементов корпуса редуктора32
Подбор подшипников на всех валах33
Проверочный расчёт на усталостную прочность выходного вала ре-
Проверочный расчёт подшипников на выходном валу редкутора39
Расчет шпоночных соединений40
Подбор и расчёт муфты44
Описание сборки редуктора45
Смазка редуктора и подшипников46
Список использованной литературы48
Технический уровень всей отрасли промышленности и сельского хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. Повсеместно осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов.
Детали машин являются первым из расчетно-конструкторских курсов в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой дисциплине выполняют первый курсовой проект требующий от студента знания не отдельной дисциплины а ряда дисциплин в комплексе. Выполняя этот проект студент использует материал изученный в таких дисциплинах как сопромат материаловедение теоретическая механика и т.д. Курсовой по деталям машин является первой по своей сути творческой работой студента.
Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом студент выполняет расчёты учится рациональному выбору материалов и форм деталей стремится обеспечить их высокую экономичность надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования а так же всей дальнейшей конструкторской работы.
Основной задачей данного курсового проекта является создание и проектирование привода. Изучение методов расчета и выбора элементов привода получение навыков проектирования позволяющих обеспечить необходимый технический уровень надежность и долговечность механизма. В состав проекта входят подбор электродвигателя разработка общего вида привода кинематический и прочностной расчет редуктора.
Кинематический расчет привода
Ксут = 025; Кгод = 07.
Рисунок 1 – График нагрузки
Рисунок 2 – Кинематическая схема
Определим угловую скорость вращения приводного вала.
где V – скорость движения ленты конвейера мс;
d – диаметр барабана конвейера м.
Определим приемлемую угловую скорость вала двигателя.
Согласно (4) примем передаточные числа:
- ременной передачи U1 = 3
- цилиндрическая передача II ступени U2 = 3
- цилиндрическая передача III ступени U3 = 3.
Согласно (4) определим требуемую мощность двигателя для привода Вт.
где – общий КПД привода равный произведению частных КПД отдельных элементов составляющих привод;
Ft – тяговое усилие на ленте конвейера Н.
где – КПД ременной передачи ;
– КПД одной пары подшипников качения ;
- КПД цилиндрической передачи ;
По ГОСТ 19523-81 примем электродвигатель 4А132S6У3 мощностью 55кВт. Синхронная частота вращения вала nс = 1000 мин-1. Примем величину скольжения S=004.
Тогда действительная частота вращения вала двигателя n1.
где nс – синхронная частота вращения вала электродвигателя;
S – скольжение при номинальной нагрузке S = 004.
Угловая скорость вала двигателя
Требуемое передаточное число привода Uтр
Примем передаточное число ременной передачи U1=3 цилиндрической передачи II ступени U2=4.
Передаточное число цилиндрической передачи III ступени
Определим угловые скорости валов:
Мощности на валах привода:
Крутящие моменты на валах:
Расчёт ременной передачи I ступени
Мощность на ведущем вале N1 = 402326 Вт;
Угловая скорость на ведущем вале 1 = 1005 с-1;
Крутящий момент на ведущем шкиве T1 = 404 Hм;
Передаточное число U1 = 3.
Для удобства расчёта ременной передачи представим в виде таблицы для двух смежных типов ремней.
Таблица 1- Расчёт ременной передачи
Расчётная формула (ГОСТ; ТУ; таблица)
Вращающий мо- мент на ведущем валу M1 -Вт; 1-радс.
Найдём частоту вращения шкива на ведущем вале n1 мин-1
Коэффициент динамичности на- грузки и режима работы при лёгком режиме работы в 2 смены
[3 стр. 18 табл.6] Cp
Расчетная мощность на валу ведущего шкива Вт
Рассчитываем диаметр ведущего шкива мм
Продолжение таблицы 1
Принимаем стандартное значение диаметра меньшего ведущего шкива мм
Высота сечения ремня мм. Площадь поперечного сечения
[3 стр. 22 табл.7] A
Скорость ремня мс при -мм;
Расчетный диаметр ведомого шкива мм при =0015
Принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ 17383-73
Фактическое передаточное отношение передачи
Отношение фактического переда-точного отношения от номинального % Допускаемое отношение %
Ориентированное межосевое расстояние мм. Расчетная длина ремня мм
По таблице 7 [3 стр. 22 табл. 7] принимаем стандартное значение длины ремня мм
Производим проверку ремня по допускаемом числу пробегов ремня U расчетное значение U допускаемое значение [U]
[3 стр.23 п.5.11] [U]
Номинальное межосевое расстояние при принятой длине ремня
Минимальное межосевое расстояние для монтажа и демонтажа ремня. Максимальное межосевое расстояние для компенсации вытяжки ремня и создания предварительного натяжения
Угол обхвата ремнем малого (ведущего) шки-ва градусов. Допускаемый угол обхвата
Поправочные коэффициенты:
-коэффициент угла обхвата
- коэффициент длины ремня при
- коэффициент учитывающий передаточное отношение
- коэффициент динамичности нагрузки и режима работы передачи; при нормальном режиме работы и 2-сменной работе передачи
Допускаемая мощность передаваемая 1 ремнем Вт
Ориентированное число ремней где -коэффициент число ремней.
Принимается целое число ремней Допускаемое число ремней
Сила предварительного натяжения ремня Н
где -кВт;-мс; -масса
Усилие действующее на валы от предварительного натяжения (без учета угла отклонения)
Примем к установке ремень типа SPZ число ремней z=1.
Расчет быстроходной цилиндрической передачи
1 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений
Примем материал шестерни - Сталь 40Х ГОСТ 4543-71.
Предел прочности предел текучести твердость НВ1 = 200-230.
Материал колеса - Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71.
Предел прочности предел текучести твердость НВ2 = 220-250.
Определяем допустимые контактные напряжения (2) .
где - предел контактной выносливости для шестерни и колеса.
– коэффициент безопасности ;
– коэффициент долговечности учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:
где KHO – можно определить по формуле а при HRC > 56 принимается
KHE – эквивалентное число циклов перемены напряжения.
Определим число нагружения циклов колеса
где - мах момент передаваемый рассчитываемым колесом в течение времени
- число колес находящихся в зацеплении (1 пара);
nT – частота вращения зубчатого колеса обмин;
t – число часов работы передачи за расчётный срок службы час.
Число часов работы передачи за расчетный срок службы
где L – срок службы годы
и - коэффициенты использования передачи в году и сутках.
Определим базовое число циклов
Допускаемое контактное напряжение определяется по наименьшему из них т.е. выбираем
Контактное напряжение при кратковременной нагрузке
Определяем допустимые напряжения изгиба
где – коэффициент учитывающий одностороннее приложение нагрузки ;
– коэффициент безопасности;
- предел выносливости при изгибе соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений
KFL – коэффициент долговечности учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;
Согласно (2) базовое число циклов равно .
Определяем коэффициент безопасности
где S’F – коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи ;
S”F – коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса
Эквивалентное число циклов перемены напряжений:
Так как то принимаем.
Напряжение изгиба при кратковременной нагрузке
Определим средний делительный диаметр шестерни:
где – для прямозубых колес;
– принятое отношение длины зуба к среднему делительному диаметру ;
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ;
Расчётная ширина шестерни
Модуль определяется из выражения мм
Значение должно быть в пределах .
Принимаем mn = 3 мм.
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Уточняем диаметр начальных окружностей:
Межосевое расстояние:
Примем 8-ю степень точности зацепления.
Усилия действующие в зацеплении
где - угол зацепления.
где - угол профиля зуба =0.
3 Проверочный расчет
Данный расчет ведем на контактную прочность.
Для цилиндрической передачи
где ZH - коэффициент учитывающий форму сопряжённых пверхностей зубьев в полюсе зацепления ;
Zm – коэффициент учитывабщий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс ;
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
- коэффициент нагрузки
где - коэффициент торцевого перекрытия
где - коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (2);
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении (2) ;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колес ;
4 Проверочный расчет на изгиб
где - коэффициент учитывающий форму зуба. Определяется по графику в зависимости от Zv [2 рис 5.1]
- коэффициент учитывающий наклон зуба;
- коэффициент учитывающий перекрытие зуба;
- коэффициент нагрузки.
где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку.
- коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку
Рассмотрим отношение:
У шестерни отношение меньше по нему и ведём расчёт
Расчет тихоходной цилиндрической передачи
Принимаем mn = 5 мм.
где 22 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Проектный расчет валов
Определим диаметры участков валов привода по формуле
где =20-40 МПа – допускаемое напряжение кручения.
Принимаем диаметр конца вала d =22 мм.
Под уплотнение . Принимаем под уплотнение d2 = 25 мм.
Под подшипники принимаем кратно 5 d3 = 30 мм.
Принимаем диаметр конца вала d =32 мм.
Под уплотнение . Принимаем под уплотнение d2 = 35 мм.
Под подшипники принимаем кратно 5 d3 = 40 мм.
Принимаем диаметр конца вала d =48 мм.
Под уплотнение . Принимаем под уплотнение d2 = 51 мм.
Под подшипники принимаем кратно 5 d3 = 55 мм.
Принимаем диаметр конца вала d =53 мм.
Под уплотнение . Принимаем под уплотнение d2 = 56 мм.
Под подшипники принимаем кратно 5 d3 = 60 мм.
Под колесом и барабаном .
Расчёт элементов корпуса редуктора
Таблица 2 - Размеры элементов корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
Примем толщину стенки корпуса =11 мм.
Примем толщину крышки редуктора =10 мм.
- толщина у основания
Расстояние от оси вала до болтов
Расстояние между стяжными болтами
Фланцы разъема корпуса
Расстояние от наружной стенки до оси болта
Подбор подшипников на всех валах
По ГОСТ 8338-75 табл. А1 [1 стр. 35 табл. А1] подбираем подшипник по d3=30 мм.
Подшипник 306 d=30 мм D=72 мм B=19 мм R=20 мм С=220 кН с0=151 кН.
Быстроходный вал цилиндрического редуктора:
По ГОСТ 8338-75 табл. А1 [1 стр. 35 табл. А1] подбираем подшипник по d3=40 мм.
Подшипник 308 d=40 мм D=90 мм B=23 мм R=25 мм С=378 кН с0=267 кН.
По ГОСТ 8338-75 табл. А1 [1 стр. 35 табл. А1] подбираем подшипник по d3=55 мм.
Подшипник 311 d=55 мм D=120 мм B=29 мм R=30 мм С=560 кН с0=363 кН.
Тихоходный вал цилиндрического редуктора:
По ГОСТ 8338-75 табл. А1 [1 стр. 35 табл. А1] подбираем подшипник по d3=60 мм.
Подшипник 312 d=60 мм D=130 мм B=31 мм R=35 мм С=641 кН с0=494 кН.
Проверочный расчет на усталостную прочность выходного валах редуктора
Примем расстояние между опорой и колесом вала l1=162 мм расстояние от середины колеса до опоры примем l2=866 мм. Расстояние от опоры до середины конца вала примем l3=101 мм.
Составляем расчётную схему для определения опорных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
В вертикальной плоскости:
Проверка выполняется.
Строем эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости
В горизонтальная плоскости:
где mм = 02 – поправочный коэффициент для зубчатой муфты.
Строем эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
Строем эпюру суммарных изгибающих моментов
Строем эпюры крутящих моментов
Рисунок 3 - Эпюры нагружения выходного вала
Наиболее опасным является сечение где действует наибольший суммарный изгибающий момент.
Определим коэффициент запаса прочности материала вала.
Принимаем материал вала сталь 35. По таблице 1.2 [1 стр. 15 табл. 1.2] -1=294 Нмм2 -1=177 Нмм2.
Рассчитываем нормальное напряжение а
где Wx – момент сопротивления рассматриваемого сечения мм3.
где b и t – соответственно ширина и высота шпоночной канавки мм.
Принимаем по ГОСТ 23360-78 (табл. 1.3) [1 стр.17 табл. 1.3] для диаметра вала d1=53 мм b=16 мм и t=6 мм.
Касательное напряжение от нулевого вала а
где Wp – полярный момент сопротивления сечения мм3.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка) для стали 35 с в700 Нмм2 (таблица 1.5) [1 стр. 18 табл. 1.5]:
Масштабные факторы для вала d=53 мм (таблица 1.4) [1 стр. 17 табл. 1.4]:
Коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения (таблица 1.2) [1 стр. 15 табл. 1.2]:
Коэффициент учитывающий шероховатость поверхности. Принимаем RА=125 шероховатость посадочной поверхности тогда =092 (таблица 1.6) [1 стр. 18 табл. 1.6].
Коэффициент безопасности по изгибу S
где m – постоянная составляющая (среднее напряжение) циклов Нмм2.
Коэффициент безопасности только по кручению S
Общий коэффициент безопасности S
Таким образом прочность обеспечена.
Проверочный расчёт подшипников на выходном валу редуктора
1 Определяем суммарные реакции в опорах R1 и R2
За R принимаем самую нагруженную опору т.е. R=R2=96526 Н.
Так как осевая нагрузка отсутствует по таблице 1.7 [1 стр. 23 табл. 1.7] принимаем однорядные радиальные шарикоподшипники.
2 Определяем условие нагружения P
где K =13 KT =11 и V=1.
3 Определяем динамическую грузоподъёмность Ср
где Ln=43800 ч – срок службы;
n=2865 обмин – частота вращения;
условие выполняется.
Принимаем к установке на вал диаметром 60 мм по ГОСТ 8338-75 подшипники 312.
Расчет шпоночных соединений
Данный расчет ведем по формуле
где – крутящий момент на валу;
– рабочая длина шпонки без учета закруглений;
d – диаметр вала в месте установки шпонки;
– допускаемое напряжение на смятие МПа;
b×h×t – размеры сечения шпонки и глубина шпоночного паза вала по ГОСТ 23360-78.
1 Конец первого вала
Определим длину ступицы:
Общая длина шпонки равна
Шпонка 6х6х22 по ГОСТ 23360-78.
2 Второй вал в месте установки шкива
Шпонка 10х8х35 по ГОСТ 23360-78.
3 Третий вал в месте установки колеса
Ставим на шестерню 2 шпонки и принимаем lp = 20 мм а для колеса примем lp = 40 мм.
Шпонка 18х11х58 по ГОСТ 23360-78.
4 Четвёртый вал в месте установки колеса и конца вала
Шпонка 20х12х60 по ГОСТ 23360-78.
Шпонка 20х12х83 по ГОСТ 23360-78.
Подбор и расчёт муфты
Муфты выбираем по расчетному моменту определяемому по формуле
где - коэффициент условий работы
По ГОСТ 5006-83 принимаем зубчатую муфту с номинальным крутящим моментом 2500 Нм.
Описание сборки редуктора
На вал поз.6 установить шпонку поз. 30 колесо зубчатое поз. 4 подшипники поз. 38.
На вал-шестерню поз. 7 установить шпонки поз. 31 установить зубча-тое колесо поз. 5 и подшипники поз. 37.
На вал-шестерню поз. 8 установить подшипники поз. 36.
Собранные валы установить в соответствующие гнезда корпуса поз. 2.
В крышки поз. 9 и 10 установить манжеты поз. 34 и 35.
На крышки поз 9 10 11 надеть прокладки поз 13 14 и 15.
Установить крышку корпуса поз. 3 на корпус поз. 2 и стянуть их штифтами поз. 29 и болтами поз. 22 и 23 и зафиксировать шайбами и гайка-ми поз. 27 и 28.
Установить собранные крышки поз. 9-11 в соответствующие гнезда корпуса поз. 2 и крышки корпуса поз. 3 и скрепить их болтами и шайбами поз. 25 20 21 и 26.
Установить пробку поз. 18 с прокладкой поз. 19.
Установить маслоуказатель поз. 1
Установить крышку поз. 12 с прокладкой поз. 16 и закрепить ее винтами поз. 24.
Установить отдушину поз. 17.
Установить на концы валов шпонки поз. 32 и 33.
Смазка редуктора и подшипников
Смазывание подвижных деталей машин необходимо для уменьшения их изнашивания при работе кроме того обеспечивает отвод теплоты и продуктов износа от трущихся поверхностей.
В нашем случае смазывание зубчатых колес осуществляется картерным способом (для быстроходной и тихоходной ступеней) так как окружная скорость зубчатого колеса не превышает 10 мс и составляет 16 мс.
При смазке зубчатых колес окунанием подшипники качения опор валов обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла зубчатыми колесами образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежная смазка подшипников возможна при окружных скоростях зубчатых колес свыше 3мс. Иначе для смазки подшипников применяется пластическая смазка в виде солидол – жировой УС-3 или жировая 1-13.
Окружная скорость зубчатого колеса быстроходной ступени v =16 мс.
Для замера уровня смазки в корпусе редуктора устанавливаем маслоуказатель. Сливное отверстие закрываем пробкой с цилиндрической резьбой.
Во время работы передач воздух внутри корпуса нагревается что при замкнутой системе приводит к повышению давления и утечки масла через уплотнения валов и разъемы. Чтобы предотвратить это применяем вентиляцию корпуса при помощи отдушины.
Для защиты подшипниковых узлов от попадания извне пыли и влаги применяем на входном конце быстроходного и выходном конце тихоходного валов манжетные уплотнения.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость либо скорость скольжения тем меньше должна быть вязкость масла чем выше контактные давления в зубьях тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и
Согласно таблицы 10.8 (6) определяем кинематическую вязкость в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости. В нашем случае v =16 мс и контактные напряжения 4545 МПа то кинематическая вязкость равна 3410-6 м2с. Далее по таблице 10.10 (6) определяем марку масла принимаем индустриальное масло И-30А по ГОСТ 20799-75. Зубчатые передачи смазываем картерным способом путём окунания зубчатых колес в масляную ванну.
При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания пройденных предметов: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедения и других предметов. Также получены навыки по проектированию закрытых цилиндрических зубчатых передач.
Кроме того произведен подбор подшипников валов рассчитаны шпоночные соединения выполнен проверочный расчет выходного вала выбран двигатель.
Список использованной литературы
Расчёт валов и подбор подшипников: метод. указания и примеры расчётов сост. В.П.Пахадня В.Г.Харкевич; МГУП. – Могилёв 2014. – 42 с.
Расчёт зубчатых передач: метод. указания сост. В.Г.Харкевич; МГУП. – Могилёв 1999. – 31 с.
Расчёт ременных передач: метод. указания и примеры расчётов сост. В.П.Пахадня; МГУП. – Могилёв 2011. – 76 с.
Кинематический расчёт привода: метод. указания сост. В.Г.Харкевич; МГУП. – Могилёв 1999. – 10 с.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие Л.В. Курмаз А.Т. Скойбеда. – 2-е изд. испр.: М.: Высш. шк. 2005. – 309 с.: ил.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин С.А. Чернав-ский и др. – М.:1987г.

Спецификация привод.spw

Спецификация редуктор.spw

Редуктор цилиндрический
Шпонки ГОСТ 23360-78
Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 8338-75

Привод чертёж 2.cdw

Электродвигатель 4А132S5У3
Передаточное число 33
Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа. Стук и
резкий шум не допускаются
После обкатки масло из редкутора слить и залить масло
индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75 в количестве одного литра
Ограждения условно не показаны
Ось электродвигателя
Техническая характеристика
Технические требования
Схема крепления привода к раме (1:4)
Схема крепления рамы к фундаменту (1:4)

Редуктор чертеж 3.cdw

Передаточное число быстроходной цилиндрической передачи 4
Передаточное число тихоходной цилиндрической передачи 2
Крутящий момент на выходной валу
Плоскость разъёма покрыть герметиком при окончательной сборке
После окончательной сборки быстроходный вал должен свободно
от руки проворачиваться
Редуктор красить изнутри маслостойкой краской
Редуктор цилиндрический
Техническая характристика
Технические требования