Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

Проектирование привода к ленточному конвейеру

Введение

Значение курса «Детали машин» среди других машиностроительных дисциплин определяется словами: нельзя построить ни одну машину, не умея сконструировать, рассчитать и изготовить ее детали. Все существующие машины, начиная от простейшего домкрата и кончая ядерным реактором и космическим кораблем, собираются из отдельных конструктивных узлов, которые в свою очередь состоят из большего или меньшего числа различных деталей, представляющих собою первичные элементы, образующие в сборе машину, прибор или сооружение.

Задачей курса «Детали машин» является изучение методов расчета и конструирования приводов ленточных и цепных конвейеров. На первый взгляд, эта задача может показаться непомерно трудной, так как номенклатура современных машин очень велика, а количество составляющих их деталей, по существу, безгранично. Решение этой задачи упрощается тем, что могут быть предварительно сформулированы некоторые общие положения конструирования и расчета, применимые для всех деталей, а при рассмотрении их частных разновидностей использован обычный в науке прием классификации изучаемых предметов или явлений.

Классификацию деталей машин можно провести по различным признакам, например по виду материала, из которого они изготовлены, по форме (валы, втулки, диски и т.п.), определяющей однотипные способы обработки деталей (подобная классификация используется технологами), или по другим характеристикам.

С точки зрения конструктора наиболее удобно классифицировать все машинные детали по эксплуатационному признаку - по их назначению и характеру выполняемых ими функций в процессе эксплуатации, так как единообразие эксплуатационного назначения деталей во многих случаях ведет к единству предъявляемых к ним конструктивных требований и методов их расчета.

Анализируя приводы ленточных и цепных конвейеров, их узлы и детали, нетрудно заметить, что многие типы деталей широко используются во всех или, во всяком случае, во многих машинах, приборах и сооружениях с одними и теми же функциями. Другие же типы деталей применяются лишь в отдельных, относительно немногих видах машин для выполнения некоторых специальных функций, т.е. являются специализированными. Это дает основание поделить все машинные детали и составленные из них простейшие конструктивные узлы прежде всего на два больших класса: А. Машинные детали и узлы общего назначения. Б. Машинные детали и узлы специализированного назначения.

конвейер электродвигатель привод ленточный

1. Подбор электродвигателя

1.1 Находим мощность на приводном валу конвейера

Pвых.= кВт

где - коэффициент полезного действия опор

1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя

Рт.дв=кВт

1.3 Определяем частоту вращения приводного вала

nвых= об/мин

1.4 Выбираем по каталогу электродвигатель 4АМ112MA6У3 мощность Рдв=3 кВт, nном=955 об/мин.

2. Разбивка общего передаточного числа привода

2.1 Находим общее передаточное число привода по формуле

uобщ=

2.2 Принимаем передаточное число редуктора uз.п.=4

Тогда uо.п.=16/4=4

3. Подготовка исходных данных для расчета элементов привода

3.1 Определяем частоты вращения валов

n1=nдв=955 об/мин

n2=n1/uо.п=950/4=238,8 об/мин

n3=n2/uз.п.=237,5/4=59,7 об/мин

n4=n3=59,7 (соединены через муфту)

3.2 Определяем мощность на валах привода

P4=2,1 кВт

Р3=Р4/2.1/0.97=2.16кВт

Р2=Р3/2,16/0,98=2,2 кВт

Р1=Р2/2,2/0,96=2,29 кВт

3.3 Определяем моменты на валах

Т1=9550*Р1/nном=9550*2,29/955=23 Н.м

Т2=Т1**uо.п.=23*0,96*4=88,5 Н.м

Т3=Т2**uз.п=88,5*0,98*4=347 Н.м

Т4=Т3*=347*0,97=336,5 Н.м

3.4 Находим угловую скорость

*nном/30=3,14*955/30=100 1/с

=100/4=25 1/с

=25/4=6,25 1/с

Результат силового и кинематического расчета записываем в таблицу 1

Таблица 1

Валы	Размер	1	2	3	4
Передачи		Поликлиновая	Зубчатая	Муфта
КПД		0,96	0,98	0,97
u		4	4	1
n	об/мин	955	238,8	59,7	59,7
P	кВт	2,29	2,2	2,16	2,1
T	Н.м	23	88,5	347	336,5
w	1/с	100	25	6,25	6,25

4. Выбор материала и твердости

4.2 В соответствии с рекомендациями выбираем материал зубчатых колес и вид термообработки:

Данные записываем в таблицу 2

Таблица 2

Параметр	Шестерня	Колесо
Материал	40Х	40Х
Твердость, НВ	269-302	235-262
Средняя твердость, НВср	286	248
Т.О.	У	У
Допускаемые напряжения Н/мм2	[у] но	580	513
	[у] FO	295	255

4.2 Принимаем коэффициент долговечности КHL=1

4.3 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у] но и колеса [у] н по формуле

[у] н1=КHL*[у] но1=1*580=580

[у] н2=КHL*[у] но2=1*513=513

4.4 Находим среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев щестерни и колеса

[у] н=0,45*([у] н1+[у] н2)=0,45*1093=492

При этом [у] н не должно превышать 1,23 [у] н2 для цилиндрических косозубых колес и 1,15 [у] н2

4.5 Определяем допускаемое напряжение изгиба [у] F, Н/мм2

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполяется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба

[у] F1=КFL1*[у] FO1=1*295=295

[у] F2=КFL2*[у] FO2=1*255=255

где К FL-Коэффициент долговечности для для зубьев шестерни и колеса.

Для реверсивных передач [у] F уменьшаем на 25%

Составим табличный ответ к задаче

Таблица 3

Элемент передачи	Марка стали	Термо обработка	Dпред	НВср1	[у] в	[у] - 1	[у] Н	[у] F
	Sпред	НВср2	Н/мм 2
Шестерня Колесо	40Х 40Х	У У	125/80 220/125	286 248	900 790	410 375	580 513	295 255

5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

5.1 Определяем межосевое расстояние

а=Ка (u+/-1) =43*(4+1)* =126,9=130 мм

5.2 Находим предварительные размеры колеса

Делительный диаметр d=2а*u/(u)=2*130*4/(4+1)=208 мм

Ширина b==0.4*130=52 мм

5.3 Находим модуль передачи

m==1,58=2 мм

5.4 Находим угол наклона и суммарное число зубьев

arcsin4m/b=arcsin 4*2/52=8,849?

Находим суммарное число зубьев

Z? = 2*а*cosв/m=2*130*cos8,849/2=148,5=128

Находим действительное значение угла в

в=arccos (Z?*m/2*a)=arccos (128*2/2*130)=10?

5.5 Находим числа зубьев шестерни и колеса

Z1=Z?/(u±1)=128/5=26

Число зубьев колеса Z2=Z?-Z1=128-26=102

5.6 Находим фактическое передаточное числ

uф=Z2/Z1=102/26=3.93

Отклонение от заданного передаточного числа

Дu=

Дu==1,754%

Отклонение не превышает допустимое значение

5.7 Находим фактическое межосевое расстояние

aw=(Z1+Z2)*m/2cosв=128*2/2cos10=129,9=130 мм

5.8 Размеры колес

Делительный диаметр шестерни d1=Z1*m/cosв

Делительный диаметр колеса внешнего зацепления d2=2aw-d1

Диаметр окружности вершины шестерни da1=d1+2m

Диаметр впадин зубьев шестерни df1=d1-2.5m

Диаметр окружности вершины колеса внешнего зацепления da2=d2+2m

Диаметр впадин колеса df2=d2-2.5m

Ширину шестерни принимаем по соотношению b1/b2 согласно методике

5.9 Находим силы в зацеплении

Окружная Ft=2T2/d2=2*347/207=3352 Н

Радиальная Fr=Ft*tga/cosв=3352*tg20/cos10=1239 Н

Осевая Fa=Ft*tgв=3352*tg10=591 Н

5.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Степень точности передач принимаем в зависимости от окружной скорости колеса

V=рd2n2/60000=3.14*207*59.7/60000=0.6 м/с

Степень точности =9

KFa=1

Коэффициент Yв=1-в?/140=0.93

Коэффициент ширины шd=b2/d1=52/53=0.98

Коэффициент KFв=1+1.5шd/S=1+1.5*0.98/2=1.631.7

Коэффициент КFV=1,2

Коэффициент формы зуба YF= Zv=Z/cosв

Находим расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

у=KFa*Yв*KFв*KFV*YF2*Ft/(b2*m)=1*0.93*1.63*1.2*3.61*3352/(52*2)=211.6

Находим расчетное напряжение в зубьях шестерни

уF1= уYF1/YF2=211.6*3.88/3.61=227.4

расчетное напряжение может отклонятся от допускаемого не более

Расчетные параметры не превышают нормы

5.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Предварительно определяем значения коэффициентов

KHб=1,1-коэффициент распределения нагрузки между зубьями

KHв=1-коэффициент концентрации нагрузки

KHV=1.1-коэффициент динамической нагрузки

Находим расчетное контактное напряжение косозубых колес

уН=376=376=510

Расчетное контактное напряжение косозубого колеса находится в интервале (0,9…1,05)*

Составим табличный ответ

Таблица 4

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние аw	130	Угол наклона зубьев, в	10
Модуль зацепления, m	2
Ширина зубчатого венца шестерни b1 колеса b2	56 52	Диаметр делительной окружности шестерни d1 колеса d2	53 207
Число зубьев шестерни Z1 Колеса Z2	26 102	Диаметр окружности вершин шестерни da1 колеса da2	57 211
Вид зубьев	косоз	Диаметр окружности впадин шестерни df1 колеса df2	48 202
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения
контакные напряжения у Н/мм2		513	510
Напряжение изгиба Н/мм2	YF1	295	227,4
	YF2	255	211,6

6. Расчет поликлиноременной передачи

6.1 Выбираем сечение ремня

Выбор сечения ремня производим по номограмме в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения.

Выбираем сечение ремня типа К

6.2 Определяем минимальный диаметр ведущего шкива в зависимости от выбранного сечения ремня и вращающего момента на валу

Принимаем диаметр ведущего шкива d1=50 мм

6.3 Определяем диаметр ведомого шкива d2 по формуле

d2= d1*u (1-e)=50*4 (1-0,02)=196 мм округляем до 200 мм

где е =коэффициент скольжения

6.4 Определяем фактическое передаточное число u и проверим его отклонение от заданного u

u=

=2%

Отклонение не превышает 3%

6.5 Определяем ориентировочное межцентровое расстояние а, мм

а=0,55 (d1+d2)+Н=0,55*(50+200)+4=141,5 мм

где Н-высота сечения поликлинового ремня

6.6 Определяем расчетную длину ремня l.мм

l=2а+(d1+d2)+

Округляем до стандартного l=800 мм

6.6 Уточняем значение межосевого расстояния

а=1/8 {2l-=190 мм

6.7 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , град

Угол обхвата должен быть

6.8 Определяем скорость ремня V, м/с

V= м/с

Скорость не превышает 40 м/с

6.9 Определяем частоту пробегов ремня U с

U=V/l (U)

U=24/800=0.03

где U - допускаемая частота пробегов

6.10 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним поликлиновым ремнем (Рп)

(Рп)=(Ро)*Ср*С*Сl=5,3*1*0,86*0,96=4,37 кВт

где Ср-коэффициент динамичности нагрузки

С-коэффициент угла обхвата

Cl-коэффициент отношения расчетной и базовой длины ремня

6.11 Определяем число клиньев поликлинового ремня

z=10Рном/(Рп)=10*3/4,37=принимаем 6

6.12 Определяем силу предварительного натяжения Fо, Н

Fо=

6.13 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней Ft, Н

Ft=

6.14 Определяем силы натяжения ведущего F1 и ведомого F2 ветвей

F1=Fо+Ft/2=117+125/2=179,5 Н

F2=Fо-Ft/2=117-125/2=54,5 Н

6.15 Определяем сил

у давления ремней на вал Fоп, Н

Fоп=2*Fо*sin

6.16 Составим табличный ответ

Таблица 5

	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Поликлиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	0,03
Сечение ремня	К	Диаметр ведущего шкива, d1, мм	50
Кол-во ремней, z	6	Диаметр ведомого шкива, d2, мм	200
Межосевое расстояние. a, мм	190	Предварительное натяжение ремня Fо, Н/мм2	117
Длина ремня, l, мм	800	Сила давление ремня на вал Fоп, Н // мм2	216
Угол обхвата малого шкива	135

7. Определение консольных сил

7.1 Силы в косозубой закрытой передаче принимаем по п 5.9

Окружная Ft=3352 Н

Радиальная Fr= 1239 Н

Осевая Fa =591 Н

7.2 Силы в открытой поликлиновой передаче Fоп=216Н

7.3 Силы на муфте

Fм=125125*=2328Н

8. Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора

Определяем размеры вала-шестерни

Ступень под шкив

d1==35 мм

где Мк - крутящий момент на валу

-допускаемое напряжение на кручение 10…20 Н/ММ

L1=(1…1,5) d1=50 мм

Ступень под уплотнение крышки и подшипник

d2=d1+2t=35+2*2.5=40 мм

L2=1,5d2=60 мм

Ступень под шестерню

d3=d2+3.2r=40+3.2*2.5=45 мм

L3= (100) определяется конструктивно

Ступень под подшипник

d4=40 мм

L4=27 мм

Определяем размеры тихоходного вала

Ступень под полумуфту

d1==44 мм

где Мк - крутящий момент на валу

-допускаемое напряжение на кручение 10…20 Н/ММ

L1=(1…1,5) d1=60 мм

Ступень под уплотнение крышки и подшипник

d2=d1+2t=44+2*2.8=50 мм

L2=1,25d2=60 мм

Ступень под колесо

d3=d2+3.2r=50+3.2*2.5=60 мм

d3=(100) определяется конструктивно

Ступень под подшипник

d4=50 мм

L4=32 мм

9. Определения типа подшипника

Выбираем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии ГОСТ 27365-87

Для быстроходного-7208

Для тихоходного-7210

10. Определение реакций в опорах подшипника

Определяем реакции на быстроходном валу

Ft=3352H Fr=1239H, Fa=591H Fоп=216Н

d=0.057 м

1. Вертикальная плоскость

а. Определяем опорные реакции

0,125Ray+Fr*0.0625+Fоп*0.05+Fa*d/2

-0.125Ray=0.0625*1239+216*0.05+591*0.057/2

- Ray=840 - сила направлена в противоположенную сторону

- Fr*0.0625-Rby*0.125+Fоп*0.175+Fa*d/2

0.125Rby=-77.4+37.8+16.8

Rby=-183 сила направлена в противоположенную сторону

Проверка - Ray+Fr-Rby-Fоп=0

-840+1239-183-216=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х, Н*м

Мх1=0, Mx2=-Ray*0.0625=-52.5, Mx4=0, Mx3=-Fоп*0.05=-10.8

Mx2=-Fоп (0.05+0.0625) - Rby*0.0625=-35.7

2. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н*м

Rax=Rbx=Ft2/2=1676

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У, Н*м

Му1=0, Му3=0, Му2=-Rax*0.0625=105

3. Строим эпюру крутящих моментов, н*м

Mk=Mz=Ft*d/2=96

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н

Ra=

Rb=

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях н*м

М2= 117

М3=-10,8

Определяем реакции на тихоходном валу

Ft=3352H Fr=1239H, Fa=591H Fоп=216Н

d=0.211 м

1. Вертикальная плоскость

а. Определяем опорные реакции

0.13*Rcy-Fr*0.065-Fa*d/2

-0.13Rcy=-80.5-62.4

Rcy=1099

- Rdy*0.13-Fa*d/2+Fr*0.065

-0.13Rdy=-62.4+80.5

Rdy=140

Проверка - Rcy-Fr+Rdy=0

1099-1239+140=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х, Н*м

Mx2=0, Mx4=0, Mx3=Rcy*0.065=71.4 Mx3=Rdy*0.065=9.1

Mx4=0

2. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н*м

- Fm*0.19-Rcx*0.13+Ft*0.065

0.13Rcx=442+218

Rcx=-1723 сила направлена в противоположенную сторону

- Fm*0.06-Ft*0.065+Rdx*0.13

-0.13Rdx=-140-218

Rdx=2747

Проверка - Fm+Rcx+Ft-Rdx=-2328+1723+3352-2747=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У, Н*м

My1=0 My4=0 My2=-Fm*0.06=-140 My3=-Rdx*0.065=-180

3. Строим эпюру крутящих моментов, н*м

Mk=Mz=Ft*d/2=3352*(0.211/2)=354

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н

Rc=

Rd=

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях н*м

М3= 1936

11. Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал

Проверим пригодность подшипника 7208 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника n=239 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа=591 н Реакция в подшипниках R1=1874Н R2=1685Н. Характеристика подшипника Cr-42,4кН, е=0,38 У=1,56, Кб=1, Кт=1, а1=1, а23=0,8, Требуемая долговечность подшипника Lh-8000 ч. Подшипники устанавливаются в распор.

1. Находим соотношение

где Ra=Fa

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н

2. Находим расчетную динамическую грузоподъемность

Crp=ReH

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н

Crp Cr

3. Находим базовую долговечность

L10h=ч

Lh

Вывод подшипник годен

Тихоходный вал

Проверим пригодность подшипника 7210 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника n=60 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа=591 н Реакция в подшипниках R1=2044Н R2=2750Н. Характеристика подшипника Cr-52,9кН, е=0,37 У=1,6, Кб=1, Кт=1, а1=1, а23=0,8, Требуемая долговечность подшипника Lh-8000 ч. Подшипники устанавливаются в распор.

1. Находим соотношение

где Ra=Fa

Значит Re=V*Rr*Кб*Кт=1*2750*1*0,8=2200

2. Находим расчетную динамическую грузоподъемность

Crp=ReH

Crp Cr

3. Находим базовую долговечность

L10h=

Lh

Вывод подшипник годен

12. Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Проверим шпонку тихоходного колеса

Условие прочности:

sсм= Ft/Асм<[s] см

sсм=3352/116=28 Н/мм2

Асм=(0,94h-t1) lр =(0,94*10-6)*34=116мм2

lр= l - b=50-16=34

[s] см - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2

[s] см=110…190 Н/мм2

13. Подбор и проверка муфты

Выберем и проверим муфту упругую втулочно пальцевую.

Передаваемая муфтой мощность N= 2,1кВт, угловая скорость муфты n=59,7 об/мин

Диаметры валов d=45 мм передаваемый момент M=3428 кг*см

1. Находим расчетный момент

Мр=Кр*М=1,25*3428=4285 кг*см

где Кр-коэф. Режима

2. Находим окружное усилие действующее на все пальцы

Рр=2Мр/D1=2*4285/14,5=591 кг

D1=D-0.5Dв-7=170-0,5*36-7=145 мм

Где D-наружный диеметр полумуфты

Dв-диаметр отв под пальцы

3. Находим напряжение изгиба на пальце

Где Ми=(Рр/z)*(lп/2)

Wи=0,1d=0.1*18=583

кг/см2

Допускаемое напряжение изгиба кг/см2

4. Находим напряжение смятие резиновой втулки

 кг/см2

Допускаемое напряжение смятие для резины

Список литературы

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 2005 г.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проекти - рование. М.: Высшая школа, 1990 г.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя Том 1, 2, 3. М. Машиностроение, 1982 г.

4. Детали машин. Атлас конструкций под редакцией Д Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г.

5. Чихачева О.А., Рябов В.А. Общий расчет привода. Методические указания к курсовому проектированию для студентов всех машиностроительных специальностей. М.: МАМИ, 1998 г.

Баловнев Н.П., Пронин Б.А. Расчет цилиндрических зубчатых передач. М.: МГТУ «МАМИ», 2006 г.

Пустынцев Е.Н. Подбор стандартных подшипников качения. М.:МАМИ, 1987 г.

Пустынцев Е.Н., Петров М.С. Расчет червячных цилиндрических передач М.: МГТУ «МАМИ». 2006 г.

Сырников Е.П. Конструирование головных секций рам конвейеров. М.: МАМИ, 1987 г.

Шмелев А.Н. Конструирование и расчет валов редукторов. М.: МАМИ, 1996 г.

Колодий Ю.К. Методические указания по расчету цепных передач. М.: МАМИ, 1979 г. Баловнев Н.П. Расчет резьбовых соединений и винтовых механизмов. М.: МГТУ «МАМИ», 2000 г.

Сырников Е.П. Методические указания по оформлению графической части курсового проекта по деталям машин для студентов всех специальностей. М.: МАМИ, 1987 г.

Петров М.С. Расчет червячной глобоидной передачи М.:МГТУ «МАМИ», 2006 г.

Петров М.С. Соединения вал-ступица, работающие трением. М.: МГТУ «МАМИ», 2006 г.

16. Петров М.С Конструирование и расчет соединений вал-ступица, работающих зацеплением. М. МАМИ, 2006 г.

Размещено на Allbest.ru