Курсовая работа
ПРИВОД К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ
Техническое задание на курсовой проект
Спроектировать привод к ленточному конвейеру для штучных грузов.
Кинематическая схема привода. Режим нагружения
Техническая характеристика привода:
Натяжение ветвей
конвейера: F1, кН: 5,9.
F2, кН: 2,1.
Скорость ленты: V, м/с: 1.
Диаметр барабана: D, м: 0,5
Ширина барабана: B, м: 0,8
Высота центра
приводного вала Н, м: 0,8.
Ресурс работы привода Lh, тыс. ч: 16.
Содержание
Введение
1 Кинематический расчет привода
2 Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
3 Расчет первой ступени редуктора
4 Расчет второй ступени редуктора
5 Основные размеры корпуса и крышки редуктора
6 Расчет ременной передачи
7 Проектный расчет валов, подбор подшипников
8 Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него
9 Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него
10 Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него
11 Расчет приводного вала и расчет подшипников для него
12 Смазка
13 Проверка прочности шпоночных соединений
14 Выбор муфты
15 Сборка редуктора
Список использованной литературы
Приложение: спецификация редуктора
Введение
Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.
При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу конвейера. В состав данного привода входят:
1.Электродвигатель.
2.Ременная передача.
3.Редуктор коническо-цилиндрический.
4.Муфта.
Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через ременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Коническо-цилиндрический редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению. Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.
Муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
Напряжений
Материал колес – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести σТ = 540 МПа [2].
Материал шестерен – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC [2].
Расчет по средней твердости [4]: шестерни – 49 HRC, колеса 265 НВ.
Степень точности по контакту.
Ожидаемая окружная скорость:
V = (n1 
) / 2000 = 227,8 
/2000 = 0,69 м/с
Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.
Принимаем коэффициент ширины ψd = 0,8, в соответствии с твердостью колеса – НВ2 < 350.
Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки КА = 1, поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd = 0,8, НВ2 < 350 равен KHβ = KFβ = 1,04 [4].
Коэффициенты режима:
μ3 = Σ 
= 0,1 · 13 + 0,3 · 0,83 + 0,3 · 0,63 + 0,3 · 0,33 = 0,327
μ6 = Σ 
= 0,1 · 16 + 0,3 · 0,86 + 0,3 · 0,66 + 0,3 · 0,36 = 0,193
μ9 = Σ 
= 0,1 · 19 + 0,3 · 0,89 + 0,3 · 0,69 + 0,3 · 0,39 = 0,143
Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.
Суммарные числа циклов:
NΣ1 = 60n3n1Lh = 60 · 38 · 227,8 · 16000 = 8,3 · 109
NΣ2 = NΣ1/Uред = 8,3 · 109 / 6 = 1,38 · 109
Эквивалентные числа циклов:
NHE1 = NΣ1 · μ3 = 8,3 · 109 · 0,327 = 2,71 · 109
NHE2 = NHE1/Uред = 2,71 · 109 / 6 = 4,5 · 108
Базовые числа циклов:
NHG1 = 340 HRCэ3,15 + 8 · 106 = 340 · 493,15 + 8 · 106 = 8,65 · 107
NHG2 = 30 НВ2,4 = 30 · 2652,4 = 1,96 · 107
Коэффициенты долговечности.
Поскольку NHG1 < NHE1, а NHG2 < NHE2:
ZN1 = 
= 
= 0,917
ZN2 = 
= 
= 1,03
Пределы контактной выносливости по ГОСТ 2.309-73.
σНlim1 = 17HRCэ + 200 = 17 · 49 + 200 = 1033 МПа
σНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2 · 265 + 70 = 600 МПа
Коэффициенты запаса: шестерни – SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].
Допускаемые напряжения шестерни и колеса.
[σ]H1 = ((σНlim1 · ZN1)/ SH1) · ZRZVZX = ((1033 · 0,917)/1,1) · 1 = 861 МПа
[σ]H2 = ((σНlim2 · ZN2)/ SH2) · ZRZVZX = ((600 · 1,03)/1,1) · 1 = 562 МПа,
где принято ZRZVZX = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ≤ 10 м/с.
Расчетное допускаемое напряжение.
[σ]H = 0,45([σ]H1 + [σ]H2) = 0,45(861 + 562) = 640 МПа
[σ]H = 1,25[σ]Hmin = 1,25 · 562 = 703 МПа
За расчетное принимаем меньшее: [σ]H = 640 МПа
Поскольку NHE1 > 4 · 106 и NHE2 > 4 · 106; находим:
[σ]F01 = 310 МПа; [σ]F02 = 294 МПа.
[σ]F02 < [σ]F01, поэтому принимаем: [σ]F = 294 МПа.
Расчет ременной передачи
Частота вращения малого шкива: n = nдв = 950 об/мин
Передаваемая мощность:
Р = Рдв = 5,5 кВт
По номограмме принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр
ведущего шкива:
d1min = 125 мм
Принимаем: d1 = 125 мм
Диаметр ведомого шкива:
d2 = d1 · Uрем(1 – ε), где ε = 0,015 – коэффициент скольжения.
d2 = 125 · 4,17 · (1 – 0,015) = 513,4 мм
Принимаем: d2 = 500 мм из стандартного ряда.
Фактическое передаточное число:
UФ = d2 / d1(1 – ε) = 500 / (125 · (1 – 0,015)) = 4,06
ΔU = 
· 100% = 2,7% < 3%
Ориентировочное межосевое расстояние:
α ≥ 0,55(d1 + d2) + h(H),
где h(H) = 10,5
α ≥ 0,55(125 + 500) + 10,5 = 354,25 мм
Расчетная длина ремня:
L = 2α + 
(d1 + d2) + (d2 - d1)2 / 2α =
= 2 · 354,25 + 
(125 + 500) + (500 - 125)2 / 2 · 354,25 = 1888,23 мм
Принимаем: L = 1900 мм.
Уточнение значения межосевого расстояния:
α = 
(2L - π(d1 + d2) + 
) =
= (2 · 1900 – 3,14 · 625 + 
) = 417 мм
Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
α1 = 180° - 57° 
= 180° - 57° 
= 128,7°
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:
[Pn] = [P0] Cp Cα Cl Cz ,
где [P0] = 1,86 кВт определяем из условия:
v = π d1 n / 60 · 103 = 3,14 · 125 · 950 / 60 · 103 = 6,21 м/с
Cp = 1; Cα = 0,86; Cl = 1,04; Cz = 0,98.
[Pn] = 1,86 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 1,63 кВт.
Количество клиновых ремней:
Z = Pном / [Pn] = 5,5 / 1,63 = 3,37, принимаем: Z =4.
Сила предварительного натяжения:
F0 = 
= 
= 306 H
Окружная сила:
Ft = Pном · 103 / v = 5,5 · 103 / 6,21 = 885,6 H
Силы натяжения:
F1 = F0 + Ft / 2z = 306 + 885,6 / 2 · 4 = 416,7 H
F2 = F0 - Ft / 2z = 306 – 885,6 / 2 · 4 = 195,3 H
Cила давления на вал:
Fоп = 2 F0 z sin(α1/2) = 2 · 306 · 4 · sin(128,7 / 2) = 2206,8 H
Смазка
Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.
Вязкость масла по [1] (табл. 11.1):
V = 0,92 м/с; [σ]H = 640 МПа – V50° = 60 мм2/с
По [1] (табл. 11.2) принимаем масло индустриальное И-70А, у которого
V50°C = 65-75 мм2/с.
Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.
Выбор муфты
Муфта, соединяющая тихоходный вал с приводным валом.
Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
При проектировании компенсирующе - предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:
Муфта 2000-52-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[М] = 2000 Н · м, D × L = 250 × 288.
В нашем случае: М3 = 1180 Н · м
Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]
Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой:
Мном = 2000 Н · м
Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:
М = 1,25Мном = 1,25 · 2000 = 2500 Н · м
Радиус расположения поверхности среза:
R = 26 мм
Материал предохранительного штифта:
Сталь 30 ГОСТ 1050-88, σв = 490 МПа
Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв:
К = 0,68
Расчетный предел прочности на срез штифта:
τср = К · σв = 0,68 · 490 = 333,2 МПа
Диаметр предохранительного штифта:
d = 
= 
= 0,019 м, d = 19 мм
Предельный вращающий момент (проверочный расчет):
М = πd2r τср /4 = 3,14 · 0,0192 · 0,026 · 333,2 · 106 / 4 = 2455 Н · м
Сборка редуктора
Детали перед сборкой промыть и очистить.
Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.
Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.
Список использованной литературы
1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,
Москва, «Высшая школа», 1984 г.
2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,
Москва, «Машиностроение», 1988 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.
Курсовая работа
ПРИВОД К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ
Техническое задание на курсовой проект
Спроектировать привод к ленточному конвейеру для штучных грузов.
Дата: 2019-12-10, просмотров: 314.
