Разработка привода ленточного транспортера
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет цепной и косозубой цилиндрической передачи. Выбор материала и определение допускаемого напряжения. Проектный расчет передачи по контактным напряжениям. Определение реакций в опорах валов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 27.02.2015 |
| Размер файла | 266,6 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Курсовая работа по механике
Разработка привода ленточного транспортера
ХАНОВ РУСЛАН ФИРДАВИСОВИЧ
ВВЕДЕНИЕ
Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой косозубой цилиндрической и цепной передач.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Потребляемая мощность электродвигателя
где
- КПД КПД зубчатой передачи;
- КПД цепной передачи;
- КПД муфты.
- КПД пары подшипников качения.
По таблице 1.1/1/
=0,97 =0,96 =0,98 =0,99
n=2 - число пар подшипников качения
кВт.
Частота вращения электродвигателя:
где - передаточное число зубчатой передачи.
- передаточное число цепной передачи;
По таблице 1.2/1/
=4
=3
По мощности и частоте вращения выбираем электродвигатель:
серия АИР160М8УЗ/727
асинхронная частота вращения об/мин.
мощность кВт
Определяем общее передаточное отношения привода
Разбиваем передаточное число привода по ступеням:
Принимаем
Угловые скорости и частоты вращения валов.
мин-1,
мин-1
мин-1
с-1
с-1
с-1
Крутящие моменты на валах.
Нм,
Нм,
Нм.
2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Р1=Рв/=7/0,96*0,99=7,37кВт
По передаточному числу цепной передачи назначаем число зубьев малой звездочки
U=3,83; z1=23 (с.286, /1/).
Определяем число зубьев большой звездочки
z2 = z1*u = 23*3,83= 88
а=40Рц
Вычисляем расчетную мощность передачи по формуле:
Рр = Р1 Кэ Кz Kn
где Р1 - мощность выходного вала, кВт;
Кэ - коэффициент эксплуатации;
Кz - коэффициент числа зубьев;
Kn - коэффициент частоты вращения.
Коэффициенты числа зубьев и частоты вращения вычисляем по формулам:
Кz =z01/z1=25/23=1,09
где z01 = 25,
n01 - базовая частота вращения малой звездочки.
Коэффициент эксплуатации вычисляем по формуле:
Кэ = Кд Ка Кн Крег Кс Креж,
где Кд - коэффициент динамической нагрузки;
Ка - коэффициент межосевого расстояния или длины цепи;
Кн - коэффициент наклона передачи к горизонту;
Крег - коэффициент способа регулировки натяжения цепи;
Кс - коэффициент смазки и загрязнения передачи;
Креж - коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток.
Принимаем Кд = 1, Ка = 1, Кн = 1, Крег = 1 Креж = 1(табл. 13.2, 13.3, /1/).
Кс=1,3
Коэффициент эксплуатации
КЭ=1*1*1*1*1,3*1=1,3
РР=7,37*1,3*1,38*1,09=14,41кВт
Выбираем приводную роликовую цепь типа ПР-31,75-88500 (табл.13.4) с параметрами:
Рц=31,75мм
Максимально возможная скорость движения цепи будет
м/с.
z1 - число зубьев малой звездочки;
- частота вращения ведущего вала, мин-1.
Для выбранной цепи определяем геометрические параметры.
Межосевое расстояние:
а=40*31,75=1270
Число звеньев цепи:
Lp = + + ,
где а - межосевое расстояние, мм;
Рц - шаг цепи, мм;
z1 - число зубьев малой звездочки;
z2 - число зубьев большой звездочки.
Значение Lp округляем до целого четного числа Lp =138.
Для принятого значения Lp уточняем межосевое расстояние:
Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи. Поэтому расчетное межосевое расстояние уменьшаем на 3 мм,
а = 1262 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
где Рц - шаг цепи, мм;
z - число зубьев звездочки
Вычисляем полезную нагрузку цепной передачи:
Ft = ,
где P1 - мощность выходного вала, Вт;
v - скорость движения цепи, м/с.
Ft=7,37*1000/1,8=4094 Н.
Оценим возможность резонанса
где q=2,1 кг/м
Производим проверку работоспособности цепной передачи по критерию износостойкости шарниров цепи.
p = p,
где р - давление в шарнирах цепи, МПа;
Ft - полезная нагрузка цепной передачи, Н;
В - ширина втулки цепи, мм;
d - диаметр валика цепи, мм;
[p] - допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа.
[p] = [pо]/Кэ,
где [pо] = 29 МПа - допускаемое давление в шарнирах цепи при типовых условиях передачи (табл. 13.1, /1/).
[p] = 29/1,3 = 22,3 МПа;
Р=4094/27,46*9,55=15,6 МПа
р=15,6МПа < 22,3 МПа=
Износостойкость шарниров цепи обеспечена.
3. РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения
В связи с нагрузкой привода выбираем для изготовления зубчатых колес Сталь 40Х. Она обладает достаточной технологичностью и является распространенной.
Для шестерни НВ=260…280 (термообработка, азотирование).
Для колеса НВ=260…280 (термообработка, улучшение).
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость
Где
3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 - крутящий момент на валу колеса;
Т2=TIII= Нм
u=5 передаточное число
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]);
= 0,4
- коэффициент ширины к диаметру
=1,06- коэффициент концентрации нагрузки;
По рисунку 8.15 /2/ находим:
=1,06
мм.
Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=125мм.
Ширина:
Принимаем m=2
назначаем угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Принимаем z1=20, z2=102
Уточняем
.
Уточняемпо межосевому расстоянию
коэффициент осевого перекрытия
Делительные диаметры.
Шестерни:
Колеса:
Проверка межосевого расстояния:
3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
электродвигатель привод напряжение кинематический
По формуле 8.29/2/
Нмм.
Назначаем 9 степень прочности (по таблице 8.2)
по таблице 8,7
3.4 Проверочный расчет прочности зубьев на изгиб
F = [F],
где ZF - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.
ZF = KF Y /,
где KF = 1,35 - дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);
Y = 1 - о/140= 1 - 12,6?/140 = 0,91.
- окружное усилие
Приведенное число зубьев
Zv1 = Z1/ cos2 = 20/cos2 12,6? = 21
Zv2 = Z2/ cos2 = 102/cos2 12,6? = 107
YF1=4,1; YF2=3,75 (Рисунок 8.20, /1/.)
Вычисляем отношения
:
.
Рассчитываем по наименьшему отношению
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
4.1 Проектный расчет вала
Тихоходный вал:
Мм
мм принимаем l1=60мм
мм
мм
мм
l3=98мм - определяется графический на эскизной компоновке
мм
l4=B+c=20+1,6=21,6мм
Быстроходный вал:
мм
мм принимаем l1=40мм
мм
мм
мм
l3=98мм - определяется графический на эскизной компоновке
мм
l4=B+c=18+1.6=19.6мм
Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.
По формуле 3.5/1/
L = 2•a = 2•125 = 250 мм.
Принимаем а = 9 мм.
Расстояние между колесом и днищем редуктором.
.
lст=(1,1…1,5)d=66…90
4.2 Определение реакций в опорах валов
Тихоходный вал
В горизонтальной плоскости:
Проверка:
-3523,8+4619-2446+2321,8=0
Сечение «А»
Сечение«В»
В вертикальной плоскости:
Проверка:
;
-45,2-1360+1405,2=0;
Сечение «А»
Сечение «В» Нм
Определение суммарных изгибающих моментов
Сечение «B»
Сечение «A»
Быстроходный вал
В горизонтальной плоскости
Проверка:
-2742,9+4100-1132-225,1=0
В вертикальной плоскости:
Проверка:
;
606,6-1529+922,4=0;
4.3 Проверочный расчет вала
Запас усталостной прочности в опасных сечениях
s = [s] = 1,5,
где s = - запас сопротивления усталости только по изгибу;
s = - запас сопротивления усталости только по кручению.
В этих формулах:
-1 и -1 - пределы выносливости материала вала, МПа;
а и а - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;
m и m - постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;
и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;
К и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
Кd - масштабный фактор;
КF - фактор шероховатости.
Назначаем материал вала:
Сталь 40, В = 700 МПа.
-1 = (0,4… 0,5) В = 280…350 МПа. Принимаем -1 = 300 МПа.
-1 = (0,2… 0,3) В = 140…210 МПа. Принимаем -1 = 150 МПа.
Принимаем = 0,1 и = 0,05 (с. 264, /1/), Кd = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и КF = 1 (рис. 15.6, /1/).
Сечение В:
d = 50 мм,
М = 201*103 Н*мм,
Т = 485000 Н*мм.
Принимаем К = 2,4 и К = 1,8 (табл. 15.1, /1/).
Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.
Сечение С:
d = 60 мм,
М = 224000 Н*мм,
Т = 485000 Н*мм.
Принимаем К = 1,7 и К = 1,4 (табл. 15.1, /1/).
Запас усталостной прочности в сечении С обеспечен.
5. ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
5.1 Выбор подшипника для тихоходного вала
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 210 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника, d = 50 мм;
Наружный диаметр подшипника, D =90 мм;
Ширина подшипника, B = 20 мм;
Фаска подшипника, r = 2 мм;
Динамическая грузоподъемность: Cr = 35,1 кН
Статическая грузоподъемность: Со =19,8кН
Расчет подшипника по статической грузоподъемности
Определяем ресурс подшипника
n=145,4об/мин
p=3
a1=1 - коэффициент надежности
a2=0.75 - коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
Находим отношение
По таблице16.5 /2/ находим параметр осевой нагрузки: е = 0,26
При коэффициенте вращения V=1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
Находим отношение:
По таблице 16.5 /2/:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
Коэффициент осевой силы Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку:
Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:
К = 1 - температурный коэффициент;
Кб = 1,4 - коэффициент безопасности;
Рr = 1*3794*1.*1,4 = 5311,6Н
5.2 Выбор подшипника для быстроходного вала
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники тяжелой серии, условное обозначение 208 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника, d = 40 мм;
Наружный диаметр подшипника, D =80 мм;
Ширина подшипника, B = 18 мм;
Фаска подшипника, r = 2 мм;
Динамическая грузоподъемность: Cr = 32 кН
Статическая грузоподъемность: Со =17,8кН
Расчет подшипника по статической грузоподъемности
Определяем ресурс подшипника
n=335 об/мин
p=3
a1=1 - коэффициент надежности
a2=0.75 - коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
Pr = XVFrx Кб x Кт(16.29 [2])
Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре А:
При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
При этом по табл. 16.5 [2]:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
По рекомендации к формуле 16.29 [2]:
К = 1 - температурный коэффициент;
Кб = 1,4 - коэффициент безопасности;
Рr = 1 х 1 х 2894 х 1,4 х 1 = 4051Н
6. ПОДБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК
По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.
Диаметр вала под колесо dк = 60 мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 18 х 11 х 50.
Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
где = 110 МПа - допускаемое напряжение.
Для скругленных торцов
Условие прочности выполняется.
Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала под звездочку
Диаметр вала под колесо dк = 45 мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 14 х 9 х 60.
Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
где = 110 МПа - допускаемое напряжение.
Для скругленных торцов
Условие прочности выполняется.
7. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.
Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.
К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.
Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).
8. СМАЗКА РЕДУКТОРА
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
Выбор сорта смазки
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена ранее: V2 = 0,7 м/сек. Контактное напряжение определена [н] = 694 МПа.
Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 /4/ выбираем масло И-Г-А-46.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:
Наименьшую глубину принято считать равной 6 модулям зацепления от дна корпуса редуктора.
Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
6m ? hM ? 2/3d2
Определяем уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в0 + hм =10 + 35 = 45 мм
в0 - расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
в0 ? 6 х m ? 6 х 2 ? 12 мм
Объем масляной ванны
мм3
Объем масляной ванны составил ? 1,3 л.
Способ контроля уровня смазки зубчатых колес
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель.
Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора - отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:
1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;
2. установка цилиндрического колеса;
3. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;
4. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;
5. установка и крепление верхнего корпуса;
6. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);
7. установка шпонки в паз на выходной конец вала.
БИБЛИОГРАФИЯ
1. Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, М.:Высш. шк.,2010.-383 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов. О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 2006.-465 с..
3. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 2009.-263 с..
4. Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 009.-412с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический расчет привода и его передаточного механизма. Определение допускаемых напряжений передачи редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной косозубой цилиндрической передачи. Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов на опоры.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.05.2015Проектирование привода ленточного транспортера, определение необходимых параметров передачи. Кинематический расчет привода, определение номинальной мощности и выбор двигателя. Расчет редуктора, предварительный и проверочный расчет валов, сил нагружения.
курсовая работа [890,4 K], добавлен 14.03.2011Выбор электродвигателя и расчёт привода червячной передачи. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам. Выбор материалов червяка и червячного колеса. Порядок расчета цепной передачи, проектный расчет валов.
курсовая работа [246,2 K], добавлен 04.12.2010Расчет привода общего назначения в составе одноступенчатого цилиндрического редуктора с прямыми зубьями и цепной передачи. Кинематический расчет и выбор электродвигателя, зубчатой передачи. Проверка зубьев и валов по контактным и изгибным напряжениям.
контрольная работа [329,6 K], добавлен 03.04.2018Кинематический и силовой расчеты привода ленточного транспортера, подбор электродвигателя, расчет зубчатой передачи. Определение параметров валов редуктора, расчет подшипников. Описание принятой системы смазки, выбор марки масла, процесс сборки редуктора.
контрольная работа [981,3 K], добавлен 12.01.2011Кинематический и силовой расчет привода. Определение клиноременной передачи. Расчет прямозубой и косозубой цилиндрической передачи редуктора. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес. Смазывание узлов привода.
курсовая работа [2,6 M], добавлен 22.10.2011Условия эксплуатации машинного агрегата. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Выбор материала и термообработки закрытой передачи. Расчет зубчатой передачи редуктора и нагрузки валов редуктора. Определение реакций в подшипниках.
курсовая работа [949,5 K], добавлен 16.04.2012Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Определение параметров цилиндрической передачи редуктора, проектный расчет валов. Конструктивное оформление корпуса и крышки, оформление зубчатых колес. Расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [769,1 K], добавлен 24.01.2016Кинематический расчет привода транспортера заготовок. Выбор электродвигателя, муфты, подшипника, уплотнений, рамы и крепежных элементов. Определение редуктора, валов, цепной передачи. Расчет вала, болтов и соединений. Техническое описание привода.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 17.06.2014Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.
курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010
