Курсовая работа (т): Проектирование привода к ленточному конвейеру

Проектирование привода к ленточному конвейеру

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 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

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

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

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

.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

.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

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

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

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=0.057 м

. 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

+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=-10.82=-Fоп (0.05+0.0625) - Rby*0.0625=-35.7

. 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

. Строим эпюру крутящих моментов, н*м

Mk=Mz=Ft*d/2=96

. 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=0.211 м

. Вертикальная плоскость

а. Определяем опорные реакции

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

.13Rcy=-80.5-62.4

Rcy=1099

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

.13Rdy=-62.4+80.5

Rdy=140

Проверка - Rcy-Fr+Rdy=0

-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=9.14=0

. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н*м

Fm*0.19-Rcx*0.13+Ft*0.065

.13Rcx=442+218

Rcx=-1723 сила направлена в противоположенную сторону

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

.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

. Строим эпюру крутящих моментов, н*м

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

. 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.

. Находим соотношение

где Ra=Fa

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н

. Находим расчетную динамическую грузоподъемность

Crp=ReH

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н

Crp Cr

. 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.

. Находим соотношение

где Ra=Fa

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

. Находим расчетную динамическую грузоподъемность

Crp=ReH

Crp Cr

. 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=116мм2р= 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

. Находим расчетный момент

Мр=Кр*М=1,25*3428=4285 кг*см

где Кр-коэф. Режима

. 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

. 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

. Находим напряжение смятие резиновой втулки

 кг/см2

Допускаемое напряжение смятие для резины

Список литературы

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

2.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.

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

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

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

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

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

11.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.

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

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

14.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.