Курсовая работа

«Привод ленточного конвейера для перемещения штучных грузов»

Харьков 2004

Введение

Ленточный конвейер служит для транспортировки штучных грузов. Он мал по габаритам. Поэтому нашёл большое применение в эксплуатации.

Курсовой проект по дисциплине конструкция машин и механизмов – первая самостоятельная расчетно-конструкторская работа, в ходе выполнения которой студент приобретает навыки практического приложения теоретических знаний, полученных при изучении фундаментальных и общетехнических дисциплин.

Реализация этого имеет место при выполнении курсового проекта, который основан на проектировании многоступенчатых редукторов с обеспечением по минимуму условий равнопрочности деталей с минимальным суммарным межосевым расстоянием, разбивке общего передаточного отношения редуктора между отдельными его ступенями.

Основные задачи проектирования при этом следующие:

¾ расширить знания, полученные при изучении теоретического курса.

¾ приобщить студентов к элементам научно-исследовательской работы путем более глубокой проработки отдельных вопросов.

¾ усвоить общие принципы и конструирование типовых деталей и узлов с учетом конкретных эксплуатационных и технологических требований и экономических соображений.

В данном проекте произведён расчёт и проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчёт состоит в определении основных элементов зубчатых передач по ступеням: расчёт на контактную и изгибную прочность зубчатых колёс, позволяющее определить модули колёс.

Одной из основных частей (разделов) проекта является предварительный расчёт валов на прочность и определение их размеров под подшипники, а также расчёт на усталостную прочность по коэффициенту запаса S.

Проведён расчёт и выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности C.

Проведён проверочный расчёт болтовых соединений крепления узлов привода и рамы.

Принятые обозначения

F – тяговое усилие конвейера (Н)

V – скорость тяги конвейера (м/с);

-КПД редуктора;

D_б – диаметр барабана (мм);

n_б – скорость вращение барабана (об/мин);

– передаточное отношение редуктора;

– начальный диаметр шестерни (мм);

– предел выносливости материала зубьев (МПа);

S_FM – коэффициент безопасности для зубьев;

– предел контактной выносливости;

– коэффициент ширины зубчатого винца;

– число зубьев шестерни (колеса);

– модуль зацепления (мм);

– межосевое расстояние (мм);

– ширина зубьев шестерни (колеса) (мм);

W_FT – расчетная удельная нагрузка (Н);

T– крутящий момент на валу (Н*м);

– диаметр вала (мм);

– время работы передачи (ч);

- передаточное отношение зубчатой передачи;

K_HL , K_FL – коэффициенты долговечности;

K_H , K_HV – коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

K_FC – коэффициент, учитывающий приложение 2-х-сторонней нагрузки;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба;

Y_S – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

N_F – число циклов перемены напряжений при изгибе; N_H – число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость.

1. Исходные данные

Спроектировать привод ленточного конвейера в цехе сборки узлов ЛА.

Исходные данные для расчета:

1. Тяговое усилие лебедки F = 5000H;

2. Скорость ленты V = 0,6 м/с;

3. Время работы передачи = 15000 ч;

4. Диаметр барабана D = 0,4 м

5. Смазка зубчатого зацепления – окунанием.

6. Режим работы постоянный.

Рис. 1. Схема привода

1 - электродвигатель;

2 - муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП);

3 - редуктор;

4 - зубчатая муфта;

5 - барабан конвейера.

2. Определение основных параметров привода

2.1 Выбор двигателя

Потребная мощность двигателя:

кВт,

где – КПД привода.

,

где = 0,98 – КПД муфты;

= 0,99 – КПД пары подшипников;

= 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

= 0,98 – КПД ленты (трение ленты о барабан).

=0,98

= 0,85.

= 4 кВт.

Таблица 1

Мощность, кВт	Тип	Частота вращения, мин-1			КПД, %	, мм
4	4А100 L 4УЗ	1435	2,0	2,4	88	28

2.2 Определение числа оборотов барабана

Диаметр барабана = 300 мм.

Число оборотов барабана определим по следующей зависимости:

= 28,6 (об/мин)

2.3 Определение общего передаточного отношения редуктора

Общее передаточное число привода

= 24,5.

Согласно рекомендациям передаточное число тихоходной ступени

Тогда, передаточное число быстроходной ступени

2.4 Определение крутящих моментов на валах

На ведомом: ;

На промежуточном: ;

На ведущем:

3. Расчет первой ступени

Материал для шестерни и колеса назначаем:

3.1 Проектировочный расчёт

1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

U₁₂ =5,5

Принимаем z₁ =24; z₂ =z₁ ∙U₁₂ =24∙5.5=132

Принимаем угол наклона зуба в=8˚6 34Ѕ(одно из стандартных значений), cosв = 0.99.

2. Определение числа зубьев эквивалентных колёс:

3. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс:

;

;

;

;

.

4. Определение допускаемых напряжений:

а) контактные:

, так как

;

;

;

б) изгибные:

так как

;

в) предельные:

;

5. Расчётная нагрузка:

− для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что V_окр. =3–8 м/с.

6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:

;

;

;

7. Модуль зацепления:

а) окружной:

;

б) нормальный:

Принимаем = 1,5 мм.

8. Межосевое расстояние:

;

3.2 Проверочный расчёт

1. Проверочный расчет на контактную выносливость.

;

Определение коэффициентов Z_H , Z_M , Z_E :

цилиндрический редуктор подшипник зубчатый

.

Так как cosв=0.9915 и б_tw =20˚, то

;

Е_пр =2,15∙10⁵ МПа, н_tw =0,3;

;

Уточнение окружной скорости:

;

;

;

Уточнение коэффициента расчётной нагрузки:

;

, где д = 0,004; q₀ = 56;

;

;

;

;

Проверка передачи на контактную выносливость:

;

Недогрузка составляет 20%.

С целью получения более рациональной передачи уменьшаем ширину зубчатого венца, благодаря чему действительные контактные напряжения приблизятся к допускаемым.

Принимаем b_w1 =15 мм, тогда

;

;

;

;

Недогрузка составляет 2.8%, что допустимо.

2. Проверка передачи на изгибную выносливость:

для

для ;

;

Так как 79,55<84, проверяем на прочность зуб шестерни

где

;

;

3. Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:

;

.

4. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:

;

;

;

;

;

;

;

;

.

4. Расчет второй ступени

Материал для шестерни и колеса назначаем

4.1 Проектировочный расчёт

1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

U₃₄ =4,5

Принимаем z₁ =20; z₂ =z₁ ∙U₃₄ =20∙4.5=90.

2. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс:

;

;

;

;

.

4. Определение допускаемых напряжений:

а) контактные:

, так как

;

;

;

б) изгибные:

так как

;

в) предельные:

;

4. Определение коэффициента расчётной нагрузка:

− для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что V_окр. =3–8 м/с.

6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:

;

7. Модуль зацепления:

;

Принимаем = 4 мм., тогда

8. Межосевое расстояние:

.

4.2 Проверочный расчёт

1. Проверка передачи на контактную выносливость.

;

Определение коэффициентов Z_H , Z_M , Z_E :

.

Так как в=0^˚ и б_tw =20˚, то

;

Е_пр =2,15∙10⁵ МПа, н_tw =0,3;

;

Уточнение окружной скорости:

;

Уточнение коэффициента расчётной нагрузки:

;

, где д = 0,004; q₀ = 56;

;

;

;

;

Определяем удельную расчётную окружную силу:

;

Недогрузка составляет 2,8%, что допустимо.

Недогрузка составляет 2.8%, что допустимо.

2. Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость:

для

для ;

;

Так как 80,15<87,5, проверяем на прочность зуб шестерни

где

;;

3. Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:

;

.

4. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:

;

;

;

;

;

;

;

.

5. Расчет валов

5.1 Проектировочный расчёт

Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала, являются достаточная прочность, жесткость, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников, а также технологичность конструкции и экономия материала.

1. Быстроходный вал:

,

где ф_из =35 Мпа;

;

Принимаем значение d₁ =25 мм.

2. Промежуточный вал:

;

Принимаем значение d₂ =34 мм.

3. Тихоходный вал:

;

Принимаем значение d₃ =55 мм.

5.2 Проверочный расчёт валов

Быстроходный вал.

Рис. 5.1. Схема нагружения быстроходного вала

Окружная сила, действующая в зацеплении:

Радиальная сила, действующая в зацеплении:

Эквивалентная нагрузка:

,

где D_m – диаметр муфты.

Найдём реакции связей.

;

.

.

Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.

;

;

;

;

;

;

.

Эпюры моментов изображены на рис. 5.2.

Рис. 5.2. Эпюры моментов

Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений

,

где – коэффициент запаса для нормальных напряжений;

– коэффициент запаса для касательных напряжений.

.

Здесь = 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;

, – для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;

– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

= 53 МПа.

,

где = 2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;

= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;

= 0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.

= 3,78.

Коэффициент запаса

= 1,24.

Коэффициент запаса для касательных напряжений

.

Здесь = 150 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;

– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;

– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;

= 0,1 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.

= 6,9 МПа.

,

где = 2,4 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;

= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;

= 0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.

= 3,8.

Коэффициент запаса

= 9,55

Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений

.

Расчёт на статическую прочность

,

где б₀ =0

Промежуточный вал

Рис. 5.3. Схема нагружения промежуточного вала

Окружная сила, действующая в зацеплении:

Радиальная сила, действующая в зацеплении:

Найдём реакции опор.

.

Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.

;

;

;

;

;

;

.

Рис. 5.4. Эпюры моментов

Проверка вала на выносливость

Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений

,

где – коэффициент запаса для нормальных напряжений;

– коэффициент запаса для касательных напряжений.

.

Здесь = 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;

, – для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;

– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

= 42,4 МПа.

,

где = 2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;

= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;

= 0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.

= 3,45.

Коэффициент запаса

= 1,7.

Коэффициент запаса для касательных напряжений

.

Здесь = 150 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;

– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;

– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;

= 0,1 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.

= 4,34 МПа.

,

где = 2,4 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;

= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;

= 0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.

= 3,8.

Коэффициент запаса

= 9,09.

Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений

.

Расчёт на статическую прочность.

,

где б₀ =0

Ведомый вал.

Схема нагружения ведомого вала представлена на рис. 5.5.

Рис. 5.5. Схема нагружения промежуточного вала

Произведём расчёт сил действующих на вал:

Найдём реакции опор действующие на рассматриваемый вал.

Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.

;

;

;

Рис. 5.6 Эпюры моментов.

Проверка вала на выносливость

Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений

,

где – коэффициент запаса для нормальных напряжений;

– коэффициент запаса для касательных напряжений.

.

Здесь = 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;

, – для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;

– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

= 9,65 МПа.

,

где = 2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;

= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;

= 0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.

= 3,45.

Коэффициент запаса

= 7,57.

Коэффициент запаса для касательных напряжений

.

Здесь = 150 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;

– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;

– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;

= 0,1 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.

= 24,8 МПа.

,

где = 2,4 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;

= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;

= 0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.

= 3,8.

Коэффициент запаса

= 1,59.

Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений

.

Расчёт на статическую прочность.

,

где б₀ =0

.

6. Подбор и расчет шпоночного соединения

Для крепления колеса первой ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка 20х12х20 ГОСТ 8789–68. Материал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88.

Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента :

,

где – рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани;

= 34 мм – диаметр вала.

У шпонок исполнения А (со скругленными концами) .

В редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными МПа.

Действующее напряжение смятия:

= 0,06 МПа. .

Для крепления колеса второй ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка 16х10х45 ГОСТ 8789–68. Материал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88. Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента :

,

где – рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани;

= 65 мм – диаметр вала.

У шпонок исполнения А (со скругленными концами) .

В редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными МПа.

Действующее напряжение смятия:

= 0,13 МПа. .

7. Выбор и проверочный расчёт подшипников

При частоте вращения об/мин подшипники выбирают по динамической грузоподъемности. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы.

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов

,

где С – каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника, Н;

Р – эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике, Н;

р = 3 – степенной показатель (для шарикоподшипников).

В качестве радиальной нагрузки на подшипник принимаем максимальную реакцию в опорах вала: .

На ведущем валу принят подшипник 305 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность = 17,6 кН.

Радиальная нагрузка

Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:

Здесь ; L_n – расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин ^-1 ; а₁ – коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.

Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.

Подшипники промежуточного вала .

На промежуточном валу принят подшипник 307 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность = 26,2 кН.

Радиальная нагрузка

Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:

Здесь ; L_n – расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин ^-1 ; а₁ – коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.

Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.

Подшипник ведомого вала.

На ведомом валу принят подшипник 311 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность = 56 кН.

Радиальная нагрузка .

Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:

Здесь ; L_n – расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин ^-1 ; а₁ – коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.

Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.

8. Расчёт болтового соединения с учётом не раскрытия стыка

Рис. 8.1

;

;

;

;

L и B – длина и ширина основания.

,,

отсюда, ;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

Условие выполняется.

9. Подборка смазки

Смазочные материалы в машинах и механизмах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии.

Наиболее широкое распространение получили нефтяные жидкие масла.

Для смазывания зубчатых передач со стальными колёсами значение вязкости определяется по формуле:

;

;

.

Выбираем масло И-100А по ГОСТ 20799–75.

10. Компановка

Крутящий момент Т₁ через муфту (13) передаётся на входной вал редуктора (1). С выходного вала момент передаётся на барабан ленточного конвейера (2) через зубчатую муфту (14). Двигатель крепиться к плите (3) болтом М12х2.58ГОСТ 7808–70 (4). Редуктор крепиться к плите 4-мя болтами М16х2.58ГОСТ 7808–70 (6).

Заключение

В процессе выполнения курсового проекта был спроектирован привод конвейера для перемещения грузов. Были выбраны материалы колеса и шестерни, произведены расчеты цилиндрической и планетарной передач на контактную выносливость, контактную прочность, выносливость при изгибе; выполнена проверка планетарной передачи на условия соседства, сборки и уравнение соосности. Вал первой ступени рассчитан на сложное сопротивление и выносливость, вал второй ступени – на кручение и выносливость. Выполнена проверка подшипников двух валов и барабана (водила) по динамической грузоподъемности, тепловой расчет передачи, подобраны фундаментные болты редуктора и проверены болты крепления двигателя к раме.

Список литературы

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин» – Харьков: Основа, 1991 г.

2. Васильев В.З., Кохтев А.А., Цацкин В.С., Шапошников К.А. «Справочные таблицы по деталям машин» – М.: Машиностроение, 1966 г.

3. «Расчет и проектирование зубчатых передач» – Харьков: ХАИ 1978 г.

4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора – машиностроителя»: в 3-х томах – М.: Машиностроение, 1980 г.

5. «Курсовое проектирование деталей машин» под ред. Кудрявцева В.Н. – Ленинград: «Машиностроение», 1984.