Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования РФ

Магнитогорский государственный технический университет им. Г.И. Носова

Механико-машиностроительный факультет

Кафедра ПМ, Г, ПТ и ТК

проектирование привода ленточного конвейера

Пояснительная записка

М 02.05.00.00 ПЗ

Выполнил: студент гр. ТСП-06

Мисавирова Э.Ф.

Принял: к.т.н. Белан О.А.

Магнитогорск

2008

Содержание

1. Кинематическая схема. Исходные данные

2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор материала и термической обработки

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.3 Расчет зубчатой передачи

3.4 Расчет сил зацепления

3.5 Проверочный расчет передачи

3.5.1 Проверка зубьев по контактным напряжениям

3.5.2 Проверка зубьев по напряжению изгиба

4. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников

4.1 Определение диаметров валов

4.2 Выбор подшипников

5. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса

6. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Проверка долговечности подшипников

7.1 Определение расстояний между линиями действия сил зацепления и реакции опор

7.2 Определение реакции опор

7.3 Определение суммарных реакций

7.4 Определение долговечности подшипников

8. Проверка прочности шпоночных соединений

9. Выбор муфт

10. Выбор посадок основных соединений

11. Список использованной литературы

1. Кинематическая схема. Исходные данные

Рисунок 1.1 - Привод ленточного конвейера

1 - двигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - цилиндрический редуктор; 4 - муфта зубчатая; 5 - барабан; 6 - опоры барабана.

Исходные данные:

Тяговая сила цепи ,

Скорость тяговой цепи ,

Диаметр барабана D1=250 мм

Срок службы привода

2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет

Потребляемая мощность (мощность на выходе)[1]:

.

КПД ремённой передачи ;

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс ;

КПД муфты ;

КПД одной пары подшипников качения (опоры барабана) .

Общий КПД привода[1]:

Требуемая мощность электродвигателя[1]:

.

Диаметр барабана[1]:

.

Частота вращения приводного вала[1]:

.

Общее передаточное число привода[1]:

.

Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе)[1]:

.

, .

Выбираем электродвигатель мощностью, наиболее близкой к рассчитанной.

Электродвигатель АИР 112МА6/950 ТУ 16-525.564-84

Мощность двигателя , синхронная частота вращения .

Фактическое передаточное отношение[1]:

.

В данном приводе используется цилиндрический редуктор, поэтому[2]:

Уточняем передаточное число ремённой передачи[1]:

Частота вращения ведущего вала редуктора[2]:

Частота вращения ведомого вала[2]:

Угловые скорости ведущего и ведомого валов[2]:

Вращающий момент на приводном валу барабана[2]:

Вращающий момент на ведомом валу редуктора[2]:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора[2]:

Таблица 1 - Результаты кинематического расчёта привода

Вал редуктора	Вращающий момент; ,	Частота вращения; , об/мин	Угловая скорость; , рад/с
Ведущий (1)	63,76	458,49	47,99
Ведомый (2)	309,2	91,7	9,598

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор материала и термической обработки

редуктор электродвигатель привод подшипник

Для уменьшения габаритов редуктора используем стали с повышенными механическими характеристиками.

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х, термообработку - улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 2.1 [1] выбираем твердость зубьев на поверхности по Роквеллу - 48…53HRC. Соотношение единиц твердости по Роквеллу (HRC) и единиц твердости по Бринеллю (НВ) принимаем по табл. 2.2 [2].

Твердость шестерни , твердость колеса ; .

3.2 Определение допускаемых напряжений

Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев[2]:

;

;

Базовые числа циклов нагружений:

1) при расчете на контактную прочность[2]

;

2) при расчете на изгиб[2]

.

Время работы передачи в часах[2]:

.

Действительные числа циклов перемены напряжений[2]:

- для шестерни;

- для колеса.

Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям[1]:

,

т.к. , принимаем его .

, т.к. , принимаем его .

Коэффициенты долговечности при расчете на изгиб[1]:

;

;

Принимаем и , так как они меньше 1.

Предел контактной выносливости зубьев при изгибе по табл. 2.3 [2]:

;

предел выносливости зубьев при изгибе[2]:

.

Определим допускаемые контактные напряжения[1]:

;

.

Определим допускаемые напряжения изгиба[1]:

;

.

Среднее допускаемое контактное напряжение косозубых колес[1]:

,

найденное значение не должно превышать .

Допускаемое рабочее напряжение изгиба для косозубых колес[2]:

.

3.3 Расчет зубчатой передачи

Предварительно принимаем коэффициент межосевого расстояния для косозубой передачи .

Значение коэффициента ширины зубчатого колеса при несимметричном расположении опор принимаем по ГОСТ 2185-66 из стандартного ряда:0,4.

Определим коэффициент ширины в долях диаметра[2]:

.

Рассчитаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца передачи[2]:

, при этом .

Индекс соответствует несимметричному расположению шестерни относительно опор (выбираем из табл. 2.4 [2]).

Определим межосевое расстояние[1]:

.

Вычисленное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 (в мм): .

Определим ширину шестерни и колеса[2]:

;

Согласно стандарту ГОСТ 6636-69 (табл. 2.5 [2]), принимаем

.

Нормальный модуль зацепления при твердости: , модуль принимаем из ряда стандартных значений по ГОСТ 9563-80: .

Принимаем угол наклона зубьев колес:

, .

Определим количество зубьев шестерни[1]:

.

Так как для немодифицированного зубчатого зацепления число зубьев шестерни должно быть не меньше 17, ,что и получилось. Округлим и получим .

Число зубьев колеса: .

Уточняем угол наклона зуба в[2]:

Т.к. угол 10°<в<15°, то принимаем угол в=15°.

Делительные диаметры[2]:

;

Диаметры вершин зубьев[2]:

Диаметры впадин зубьев[2]:

Определяем фактическое передаточное отношение[2]:

Определяем окружную скорость шестерни и колес[2]:

Степень точности передачи при такой окружной скорости для косозубых цилиндрических колес принимаем восьмую (табл. 2.6 [2]).

3.4 Расчет сил в зацеплении

Рисунок 2.1 - Схема сил зацепления цилиндрической передачи.

Определяем окружную силу[1]:

Определяем радиальную силу[1]:

Определяем осевую силу[1]:

3.5 Проверочный расчет передачи

3.5.1 Проверка зубьев по контактным напряжениям

Условие прочности:.

Выбираем коэффициенты, необходимые для дальнейших расчетов.

Коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями , в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи, определяем по таблице 2.7 [2]. Принимаем .

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий , определяем по таблице 2.8 [2].

Принимаем ; при .

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, определяем по таблице 2.9 [2]. Принимаем .

Определяем расчетное контактное напряжение[2]:

.

- условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

3.5.2 Проверка зубьев по напряжению изгиба

Выбираем коэффициенты, необходимые для проверки колес по изгибающим напряжениям.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес выбираем в зависимости от степени точности. В нашем случае степень точности восьмая, поэтому (табл. 2.7[2]).

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку (по табл.2.9 [2]) .

Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий[2]:

.

Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба[1]:

.

Определяем приведенное число зубьев колеса[1]:

.

По таблице 2.10 [2], в зависимости от , принимаем коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Приведенное число зубьев шестерни[1]:

.

По таблице 2.10 [2] принимаем .

Определяем расчетное изгибающее напряжение в зубьях колеса:

.

Расчетное изгибающее напряжение в зубьях шестерни:

.

Так как соблюдаются требования и , то условие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.

4. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников

4.1 Определение диаметров валов

Предварительный расчет валов производится только на кручение. Для компенсации изгибающих факторов и других неучтенных факторов принимаем пониженное значение допускаемых напряжений кручения .

Определяем диаметр ведущего вала[2]:

.

По таблице 2.5 [2] принимаем .

Определяем диаметр ведомого вала[2]:

.

По таблице 2.5 [2] принимаем .

4.2 Выбор подшипников

Посадочные диаметры под подшипники ведущего и ведомого валов[2]:

,

.

Посадочный диаметр под зубчатое колесо[2]:

.

По посадочным диаметрам и выбираем радиальные шариковые подшипники из таблицы 3.1[2]:

Рисунок 4.1 - Подшипник шариковый радиальный

Таблица 3.1 - Основные параметры выбранных подшипников

Вал	Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	B	Динамическая,	Статическая,
Ведущий (1)	306	30	72	19	28,1	14,6
Ведомый (2)	309	45	100	25	52,7	30,0

5. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса

Для ведущего вала (для ) по табл. 4.1 [2]:

.

Определяем диаметр буртика под подшипник[1]:

Принимаем

Для ведомого вала (для ) по табл. 4.1. [2]:

.

Определяем посадочный диаметр под колесо[2]:

.

Принимаем .

Определяем диаметр буртика под подшипник[2]:

.

Принимаем .

Зазор между поверхностями вращающихся деталей редуктора и внутренними поверхностями стенок его корпуса[1]:

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач[2]:

;

.

Принимаем и

Расстояние между торцами подшипников вала-шестерни:

.

Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием и подшипника[2]:

Длину выходного конца вала-шестерни под шкив ременной передачи выбираем по диаметру по табл. 4.1 [2]:

принимаем .

Длина выходного конца ведомого вала под полумуфту выбираем по табл. 9.2 [2]:

.

Определяем длину шпоночного паза на выходном участке вала-шестерни[2]:

.

Длина шпоночного паза на выходном конце ведомого вала[2]:

.

Диаметр ступицы колеса[2]:

.

Принимаем

Длину ступицы колеса принимаем равной ширине колеса:

.

Толщина обода[2]:

.

Принимаем

Толщина диска зубчатого колеса[2]:

.

Принимаем .

Длину посадочной поверхности под зубчатое колесо на ведомом валу назначаем на (2…3) мм меньше .

Принимаем.

6. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора

Определяем толщину стенки корпуса редуктора[2]:

.

Принимаем .

Диаметр винтов крепления крышки редуктора к основанию корпуса[2]:

.

Принимаем (т.е. с резьбой М8).

Диаметр винтов крепления редуктора к фундаменту (или раме)[2]:

.

Принимаем .

Длина фланца корпуса редуктора[2]:

.

Ширина фланца корпуса редуктора[2]:

.

Принимаем .

Расстояние между дном корпуса редуктора и нижней точкой поверхности колеса:

.

7. Проверка долговечности подшипников

7.1 Определение расстояний между линиями действия сил в зацеплении и реакций опор

Рисунок 7.1 - Схема действия сил и моментов в цилиндрической косозубой передаче

При установке радиальных подшипников расстояние от плоскости приложения сил в зацеплении до точки приложения радиальной реакции в опоре определяется по формуле[2]:

· на ведущем валу:

;

· на ведомом валу:

.

7.2 Определение реакций опор

Рис.7.2 - Расчетные схемы ведущего и ведомого валов

Быстроходный вал:

В плоскости YOZ:

,

,

Проверка:

.

В плоскости XOZ:

,

,

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 1 и 2 определяем по теореме Пифагора (см. рис. 7.4):

Тихоходный вал:

Плоскость YOZ:

,

,

Проверка:

Плоскость XOZ:

,

,

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 3 и 4:



7.3 Определение суммарных реакций

На выходные концы валов действуют консольные нагрузки со стороны ременных, цепных передач, соединительных муфт и т.д.

Рисунок 7.3 - Схема к определению реакций, возникающих в опорах ведущего вала от консольной силы

.

,

,

На выходной конец ведомого вала со стороны зубчатой муфты действует изгибающий момент[2]:

.

Реакции опор 3 и 4 от момента [2]:

.

Рисунок 7.4 - Схемы к определению полных реакций в каждой опоре ведущего вала

Суммарные реакции опор ведущего вала:

Суммарные реакции опор ведомого вала:

7.4 Определение долговечности подшипников

Ведущий вал

Наиболее нагружена опора 2.

При установке вала на двух радиальных шариковых подшипниках осевая сила , нагружающая подшипник, равна внешней осевой силе , действующей на вал:

,

.

По таблице 7.1 [2] выбираем параметр :

.

При вращении внутреннего кольца подшипника:

Определяем отношение[1]:

.

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем по формуле[1]:

.

и выбираем из табл. 7.1 [2]:

где

Расчетная долговечность L подшипника определяется по формуле (млн. об)[1]:



Для шарикоподшипников показатель степени .

Долговечность в часах[2]:

что меньше срока службы всего редуктора .

Проверяем другой, большего размера подшипник шариковый 310 с динамической грузоподъемностью и статической .

Определяем отношение:

.

По табл. 7.1 [2] этому отношению соответствует .

Определяем отношение:

.

По этому эквивалентная нагрузка остается прежней, т.е. .

Долговечность в млн.об:

Долговечность в часах:

Что больше срока службы всего редуктора .

Т.е. подшипник 310 пригоден для ведущего вала.

Ведомый вал

Наиболее нагружена опора 4.

Внешняя осевая сила: .

Радиальная нагрузка: .

Определяем отношение[2]:

Эквивалентная нагрузка[1]:

.

Долговечность в млн.об[1]:

Долговечность в часах[2]:



что больше срока службы всего редуктора ч.

Т.е. подшипник 310 пригоден для ведомого вала.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Рисунок 8.1 - Шпоночные соединения с призматическими шпонками

Напряжение смятия и условие прочности определяют по формуле[2]:

При стальной ступице допускаемые напряжения смятия принимают в интервале:

Шпонка на ведущем валу () по табл. 8.1 [2]:

Напряжение смятия шпоночного соединения «быстроходный вал-ведущий шкив»[2]:

Условие прочности выполнено.

Шпонка ():

Напряжение смятия шпоночного соединения «тихоходный вал - зубчатая муфта»[2]:

.

Условие прочности выполнено.

Шпонка ():

Напряжение смятия шпоночного соединения «тихоходный вал-зубчатое колесо»:

Условие прочности выполнено.

9. Выбор муфт

На выходном конце ведущего вала редуктора устанавливают муфту упругую втулочно-пальцевую (ГОСТ 21424-93) (табл. 9.1 [2]).

Рисунок 9.1 - Муфта упругая втулочно-пальцевая

На выходном конце ведомого вала устанавливают муфту зубчатую (ГОСТ 5006-83) (табл. 9.2 [2]):



Рисунок 9.2 - Муфта зубчатая

10. Выбор посадок основных соединений

Поле допуска вала под внутренним кольцом подшипника - k6.

Поле допуска вала под резиновыми манжетами (уплотнениями) - h11.

Поле допуска вала корпуса редуктора под внешним кольцом подшипника - Н7.

Посадка крышка подшипника - корпус редуктора - Н7/h8.

Посадка зубчатое колесо - вал - Н7/s6.

Посадка стакан - корпус редуктора - Н7/h8.

Посадка дистанционная втулка - вал - D9/k6.

Посадка полумуфта - конец вала - Н7/p6.

Посадка боковая поверхность шпонки - вал - Р9/h9.

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

2. Методические указания по курсовому проектированию. Магнитогорск, 2003.

Размещено на Allbest.ru