Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
Пермский государственный технический университет
Кафедра «Конструирование машин и сопротивление материалов»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Пояснительная записка
ДМ.30.00 ПЗ
Тема: «Привод ленточного конвейера»
Студент:
Руководитель проекта:
Проект защищен с оценкой
Члены комиссии:
Пермь 2008
СОДЕРЖАНИЕ
1. Кинематический расчет привода
1.1. Выбор электродвигателя
1.2. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням
1.3. Определение чисел оборотов валов
1.4. Определение вращающих моментов на валах
2. Проектировочный расчет ременной передачи
2.1. Расчет клиноременной передачи
2.2. Натяжное устройство
3. Проектирование редуктора
3.1. Материалы червяка и колеса
3.2. Допускаемые контактные напряжения
3.3. Допускаемые напряжения изгиба
3.4. Расчет червячной передачи
3.5. Разработка эскизного проекта
3.5.1. Проектировочный расчет валов.
3.5.2.Расстояние между деталями передач
3.5.3. Выбор типа подшипников и схема их установки
3.5.4. Подбор крышек подшипников
3.6. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
3.7. Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность
3.8. Выбор и проверка шпонок
3.9. Проверочный расчет валов на усталостную выносливость и статическую прочность при перегрузках
3.10. Проверочный расчет вала-червяка на жесткость
3.11. Тепловой расчет червячной передачи
3.12. Смазывание, смазочные устройства
4. Выбор и проверка муфты
Список использованных источников
Спецификация
1. Кинематический расчет привода.
1.1. Выбор электродвигателя.
Определим потребляемую мощность:
/>
где V=0,18 м/с /> кВт
/>кВт
Принимаем КПД элементов привода:
/>=0,98 [1, с.7]
/>=0,99 [1, с.7]
/>=0,8 [1, с.7]
/>=0,95 [1, с.7]
Находим общий КПД привода:
/>
/>=0,692
Определяем требуемую мощность двигателя:
/>
/>=2,87 кВт
Определяем частоту вращения приводного вала:
/>
Определяем требуемую частоту вращения вала двигателя:
/>=3 [1, с.7]
/>=10
/>
Выбор двигателя:
Выберем двигатель мощностью />кВт и номинальной скоростью />. Тип двигателя 90L2/2850 [1, табл. 24.9]
1.2. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням.
Определяем общее передаточное число:
/>
Находим передаточное число червячного редуктора:
/>=/>=13,3
1.3. Определение чисел оборотов валов.
Частота вращения двигателя:
/>/>/>
Частота вращения быстроходного вала червячного редуктора
/>/>/>--PAGE_BREAK--
Частота вращения тихоходного вала червячного редуктора
/>/>76,5 />
Определение вращающих моментов на валах
Вращающий момент на приводном валу
/>/>262,5 />
Вращающий момент на тихоходном валу
/>=/>=270,6 />
Вращающий момент на тихоходном валу
/>=/>25,43 />
2. Проектировочный расчет ременной передачи.
2.1. Расчет клиноременной передачи.
Выбор сечения ремня:
n=2850, P= 3 кВт — нормальное сечение ремня А [2, с.86, рис. 5.2]
Минимально допустимый диаметр ведущего шкива:
/>125 мм [2, табл. 5.4]
Расчетный диаметр ведущего шкива:
/>160 мм [2, табл. К40]
Диаметр ведомого шкива:
/>
/>=0,98 — коэффициент скольжения [2, с.86]
Фактическое передаточное число
/>
Проверяем отклонение фактического передаточного числа от принятого:
/>=/>
Определим ориентировочное межосевое расстояние:
/>мм
h(H) — высота сечения ремня [2, табл. К31]
Определим расчетную длину ремня :
/>мм
/>1800 мм [2, табл. К31]
Уточнение межосевого расстояния :
/>/>)+/>= 394,5 мм
Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
/>/>
Скорость ремня:
/>/>=23,8
Частота пробегов ремня:
/>/>[2, с. 88]
/>
Допускаемая мощность передаваемая одним клиновым ремнем:
/>/>/>/>
/>[2, табл. 5.2]
/>=0.89 [2, табл. 5.2]
/>[2, табл. 5.2]
/>[2, табл. 5.2]
/>кВт
Количество клиновых ремней:
z= />
Сила предварительного натяжения:
/>=/> Н
Окружная сила:
/>=/> Н
Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
/>Н
/>120б5-63=57,5
Сила давления ремней на вал:
/>Н
Проверка на прочность:
/>/>+/>+/>/>
/>10 /> [2, c. 91]
/>/>
/>/>
/>/>
/>2,61+5+0,8=8,41 />
8,41 /> 10 />
3. Проектирование редуктора.
3.1. Материалы червяка и колеса продолжение
--PAGE_BREAK--
Материал червяка: марка стали 40Х />/> [1, табл.10.2]
Так как выбор материала для колеса обусловлен скоростью скольжения, определяем производительную ожидаемую скорость скольжения.
/>=/> м/с
По найденной скорости скольжения принимаем материал
венца червячного колеса ЛФЖМц66-6-3-2
/>,/> [1, с.33]
3.2. Допускаемые контактные напряжения
Определяем допускаемые контактные напряжения.
/>,
где /> — допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном />
/>[1, с.34]
/>
3.3. Допускаемые напряжения изгиба
Определяем допускаемое напряжение изгиба для материала.
/>
где /> — коэф. долговечности />=/>
где /> — эквив.число циклов нагружения зубьев червяка. />
где /> — суммарное число циклов перемены напряжений. />
/>
/>-коэф.эквивалентности,/>=1 [1, с.34]
/>=1/>=96500160
/>=/>0,06
исходное допускаемое напряжение
/>/>, где />,/> [1, с.33]
/>0,25/>122,5 МПа
допускаемое напряжение изгиба для материала
/>73,5 МПа
Предельные допускаемые напряжения
/>/>660 МПа
/>/>264 МПа
3.4. Расчет червячной передачи
Определяем межосевое расстояние передачи.
/>,
где />0, /> [1, с.35]
/>
принимаем,/> [1, с.36]
Принимаем число витков в зависимости от передаточного числа червячного редуктора.
при,/>/> [1, с.35]
Определяем число зубьев колеса.
/>
/>/>53
Определяем предварительное значение модуля передачи.
/>[1, с.36]
/>
Из ряда стандартных принимаем
/>мм [1, с.36]
Определяем предварительное значение коэффициента диаметра червяка.
/>
/>
Находим минимально допускаемое значение коэффициента диаметра червяка из условия жесткости.
/>
/>
/>[1, с.36]
Определяем коэффициент смещения.
/>
/>
Определяем фактическое передаточное число.
/>
/>
Определяем отклонение фактического передаточного числа от вычесленного.
/>
/>
Определяем геометрические размеры червяка.
Делительный диаметр
/>
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
Диаметр окружности вершин.
/>
/>
Диаметр окружности впадин.
/>
/>
Длина нарезанной части червяка.
/>
/>
Находим угол подъема линии витка червяка.
/>
/>
Определяем геометрические размеры колеса.
Делительный диаметр
/>
/>
Диаметр окружности вершин.
/>
/>
Диаметр окружности впадин.
/>
/>
Наибольший диаметр колеса.
/>
/>
Ширина венца
при,/>,/> [1, с.37]
Проверочный расчет червячной передачи на контактную прочность.
Определяем окружную скорость на начальном диаметре червяка.
/>[1, с.38]
/>
Находим скорость скольжения в зацеплении.
/>
/>
Определяем окружную скорость на колесе.
/>
/>
По значению окружной скорости на колесе принимаем
коэффициент нагрузки k=1 [1, с.39]
/>-коэф.концентрации нагрузки [1, табл.2.16]
Определяем расчетное контактное напряжение.
/>
где, /> [1, с.38]
/>
Так как расчетное контактное напряжение /> попадает в интервал /> МПа, то условие контактной прочности в зацеплении выполнено.
Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи.
/>[1, с.39]
где />
/>
Находим силы, действующие в зацеплении
Окружная на колесе, равная осевой на червяке
/>
/>
Осевая на колесе, равная окружной силе на червяке.
/>
где/>,/> [1, с.39]
/>
Радиальная сила.
/>
где,/>[1, с.39]
/>
Проверяем зубья колеса по напряжениям изгиба.
/>
где k=1 [1, с.39]
/>[1, с.39]
/>
так как />, то прочность на изгибе обеспечена.
Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки
проверка на контактную прочность
/>
/>=2 [1, с.40]
/>
/>
/>
3.5. Разработка эскизного проекта.
3.5.1. Проектировочный расчет валов.
Производим предварительный проектировочный расчет валов:
Быстроходный вал:
/>
где, />=10МПа [2, табл.7.1]
/>=23,3 мм принимаем />21 мм
под подшипник
/>
где t=1,5мм [2, табл.7.1]
/>24 принимаем />25 мм продолжение
--PAGE_BREAK--
без подшипника
/>
где,/>[2, табл.7.1]
/>принимаем />32 мм
Тихоходный вал.
/>
где />=17 МПа
/>=43,0 мм принимаем />45 мм
/>где t=4мм [2, табл.7.1]
/>53 принимаем />55 мм
/>
где />[2, табл.7.1]
/>принимаем />65 мм
Подбираем муфту к двигателю.
По моменту на валу двигателя подбираем муфту упругую втулочно-пальцевую исходя из условий:
/>
/>— коэф. режима работы [2, табл.7.1]
/>/>
Выбираем муфту со следующими параметрами: [2, табл.К21423]
Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21425-93
Т=500 />
/>380 />
Размеры отверстий:
/>=45 мм
/>=82 мм
3.5.2. Расстояние между деталями передач.
Определим зазор между внутренними поверхностями стенок корпуса, и поверхностью колес
/>
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач
/>
/>/>
Определим расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка
/>
/>
3.5.3. Выбор типа подшипников и схема их установки
Выберем следующие подшипники:
Быстроходный вал
1. левый подшипник — двойной роликовый конический 1027305А
ГОСТ 37365-87 [1, табл.24.17]
2. правый подшипник — шариковый радиальный 305
ГОСТ 8338-75 [1, табл.24.10]
Тихоходный вал
подшипники роликовые конические однорядные 7211
ГОСТ 27365-87 [2, табл.К29]
Схема установки подшипников на рис.1
/>
3.5.4. Подбор крышек подшипника
Определяющим при конструировании крышек является диаметр отверстия в корпусе под подшипник
Определим основные размеры и конструкции крышек:
Быстроходный вал
Правая крышка — с отверстием.
/>толщина стенки, /> мм [1,c.167]
/>диаметр под болт, /> мм
Левая крышка — глухая
/>толщина стенки, /> мм [1,c.167]
/>диаметр под болт, /> мм
Тихоходный вал
1. Правая крышка — глухая
/>толщина стенки, /> мм [1,c.167]
/>диаметр под болт, /> мм
3.6. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Быстроходный вал.
Силы, действующие на вал:
/>
/>
/>
/>
Расстояния до точек приложения сил:
/>
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
d1 =41,82 мм
Расчет в вертикальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
/>/>/>
/>/>/>
Проверка:
/>/>
Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
/>/>/>
/>/>/>
Расчет в горизонтальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
/>/>
/>
/>/>
/>
Проверка:
/>/>
б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
/>/>/>/>/>/>
Определяю крутящий момент на валу.
/>
Определяю суммарные реакции опор подшипников.
/>
/>
Определяю суммарные изгибающие моменты.
/>/>/>
Тихоходный вал.
Находим силы, действующие на вал:
/>
/>
/>
/>
Расстояния до точек приложения сил:
/>
/>
d2 =212 мм
Расчет в вертикальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
/>/>
/>
/>/>
/>
Проверка:
/>/>
б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
/>/>
/>
/>
Расчет в горизонтальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
/>/>
/>
/>/>
/>
Проверка:
/>/>
б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
/>/>/>
/>/>
Определяю крутящий момент на валу.
/>
Определяю суммарные реакции опор подшипников.
/>
/>
Определяю изгибающие моменты в опасном сечении
/>/>/>
Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность
Расчет подшипников быстроходного вала
1. левый подшипник — двойной роликовый конический 1027305А
ГОСТ 37365-87 [1, табл.24.17]
Факторы нагрузки е=0,83 Y=0,72 продолжение
--PAGE_BREAK--
Базовая грузоподъёмность подшипника: />
правый подшипник — шариковый радиальный 305
ГОСТ 8338-75 [1, табл.24.10]
Базовая грузоподъёмность подшипника: />
Общая грузоподъёмность двойного подшипника: />
/>
Осевая сила />
Радиальные нагрузки подшипников:
/>/>
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников:
/>/>
/>/>
Осевая нагрузка подшипников:
/>
/>
/>[2, табл.9.1]
/>
/>[2, табл.9.1]
где /> [2, табл.9.1]
/>[2, табл.9.1]
/>[2, табл.9.1]
/>=1,0 [2, табл.9.1]
/>
/>
Находим расчетный ресурс подшипника.
/>
/>
/>
Так как />, то подшипник обеспечивает требуемый ресурс.
Расчет подшипников тихоходного вала
подшипники роликовые конические однорядные 7211
ГОСТ 27365-87 [2, табл.К29]
Факторы нагрузки е=0,41 Y=1,46
Базовая грузоподъёмность подшипника: />
Осевая сила />
Радиальные нагрузки подшипников:
/>/>
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников:
/>/>
/>/>
Осевая нагрузка подшипников:
/>
/>
/>
/>
/>
где /> [2, табл.9.1]
/>[2, табл.9.1]
/>=1,0 [2, табл.9.1]
/>
/>
Находим расчетный ресурс подшипника.
/>
/>
/>
Так как />, то подшипник обеспечивает требуемый ресурс.
Выбор и проверка шпонок
Условие прочности />
/>окружная сила
/>площадь смятия />, где
/>рабочая длина шпонки
/>полная длина шпонки
/>, />, /> — стандартные размеры [1, табл.24.29]
Допускаемое напряжение смятия для материала шпонки />=130 МПа.
Быстроходный вал:
/>
/>
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
Тихоходный вал:
/>
/>
/>
шпонка под колесом
/>
/>
/>
Проверочный расчет валов на усталостную выносливость и статическую прочность при перегрузках
Быстроходный вал: опасное сечение под червяком, концентратор напряжения — резьба.
Материал червяка: марка стали 40Х [1, табл.10.2]
/>/>/>/>/>/>
коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>, где
/>амплитуда напряжений цикла.
/>средние напряжения цикла />
/>коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений.
/>
/>[1, табл.10.7]
/>[1, табл.10.12]
/>
/>шлифование [1, табл.10.8]
/>закалка ТВЧ [1, табл.10.9]
/>
/>-коэф. долговечности
/>, где />/>/>
/>
/>— напряжение в опасном сечении
/>/>
/>
/>=/>=16,1
коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>, где
/>средние напряжения цикла
/>амплитуда напряжений цикла.
/>[1, табл.10.2]
/>
опасное сечение под червяком, концентратор напряжения- резьба.
/>[1, табл.10.7]
/>[1, табл.10.12]
/>
/>шлифование [1, табл.10.8]
/>закалка ТВЧ [1, табл.10.9]
/>
/>
/>— напряжение в опасном сечении
/>/>
/>
/>=/>=158,9
Проверка на усталостную выносливость.
/>,
где />
/>
условие усталостной прочности выполняется.
Расчет на статическую прочность при перегрузках.
общий коэф. запаса прочности:
/>, где
/>
/>, />
/>
/>, />
/>
/>
Тихоходный вал: опасное сечение под подшипником, концентратор напряжения- посадка с натягом.
Материал вала: марка стали 40Х [1, табл.10.2]
/>/>
/>/>
/>/>
коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>, где
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
/>
/>[1, табл.10.13]
/>шлифование [1, табл.10.8]
/>без упрочнения [1, табл.10.9]
/>
/>-коэф. долговечности
/>, где />/>/>
/>
/>— напряжение в опасном сечении
/>/>
/>
/>=/>=3,1
коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>, где
/>/>[1, табл.10.2]
/>
опасное сечение под подшипником, концентратор напряжения- посадка с натягом.
/>[1, табл.10.13]
/>шлифование [1, табл.10.8]
/>без упрочнения [1, табл.10.9]
/>
/>
/>— напряжение в опасном сечении
/>/>
/>
/>=/>=20,4
Проверка на усталостную выносливость.
/>,
где />
/>
условие усталостной прочности выполняется.
Расчет на статическую прочность при перегрузках.
общий коэф. запаса прочности:
/>, где
/>
/>, />
/>
/>, />
/>
/>
Условие статической прочности при перегрузках выполняется.
Проверочный расчет вала-червяка на жесткость.
Определим стрелу прогиба /> и углы поворота /> сечений и сравним их с допускаемыми.
/>— допускаемая стрела прогиба, где />=4 — модуль зацепления
/>— допускаемый угол поворота
Вертикальная плоскость:
/>
/>— модуль упругости />
/>момент инерции сечения
найдем прогиб в точке 2
/>
найдем прогиб в точке 4
/>
найдем угол поворота в точке 1
/>
найдем угол поворота в точке 3
/>
Горизонтальная плоскость:
найдем прогиб в точке 2
/>
найдем прогиб в точке 4
/>
найдем угол поворота в точке 1
/>
найдем угол поворота в точке 3
/>
найдем общий прогиб в точке 2:
/>/>
найдем общий прогиб в точке 4:
/>/>
найдем общий угол поворота в точке 1:
/>/>
найдем общий угол поворота в точке 3:
/>/>
условие жесткости выполняется.
3.11. Тепловой расчет червячной передачи.
Определяем мощность на червяке.
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
/>
Находим температуру нагрева масла при стационарном режиме.
/>
где /> [1, с.40]
/>[1, с.40]
/>
/>
/>
так как />, то перегрев редуктора наблюдаться не будет.
3.12. Смазывание, смазочные устройства.
Смазывание зубчатого (червячного) зацепления:
1. Так как скорость скольжения в зацеплении />, что
меньше 10/>, то способ смазывания- картерный (окунанием).
2. Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях />и фактической окружной скорости колес />
при /> и /> выберем сорт масла:
И-Т-Д-460 [2, табл.10.29]
3. Определяем уровень масла:
/>, где /> делительный диаметр червяка />мм
/>мм
при этом минимальный уровень масла />, где />модуль зацепления />
/>=8,8мм
Желательно, чтобы уровень масла проходил через центр нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).
4. Контроль уровня масла.
В данном редукторе контроль масла ведется с помощью жезловых
маслоуказателей.
5. Слив масла
Для замены масла предназначено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической и конической резьбой. [2, табл.10.30]
6. Отдушины.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.
В данном редукторе установлена ручка-отдушина [2, с.261]
7. Подшипники червячного редуктора будут смазываться за счет разбрызгивания и масленого тумана, возникающего при вращения червяка с колесом.
4. Выбор и проверка муфты
Выбор муфты:
Подбираем муфту к двигателю.
По моменту на валу двигателя подбираем муфту упругую втулочно-пальцевую исходя из условий:
/>
/>— коэф. режима работы [2, табл.7.1]
/>/>
Выбираем муфту со следующими параметрами: [2, табл.К21423]
Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21425-93
Т=500 />
/>380 />
Размеры отверстий:
/>=45 мм
/>=82 мм
Проверка муфты:
Проверка на смятие: />, где
/>— вращающий момент />=338,25/>
/>число пальцев />6 [2, табл.К22423]
/>диаметр окружности расположения пальцев
/>=/>/>наружный диаметр муфты />мм [2, табл.К21423]
/>=/>мм
/>диаметр пальца, мм />мм [2, табл.К22423]
/>длина упругого элемента />=36мм [2, табл.К22423]
/>допускаемое напряжение смятия />2 МПа [1, с.349423]
/>МПа
Условие отсутствия смятия выполняется.
Проверка на изгиб пальцев муфты:
/>, где
/>допускаемое напряжение изгиба />
/>— предел текучести материала пальцев
/>[1, табл.10.2]
/>/>
с –зазор между полумуфтами />мм [1, с.350423]
/>/>
Список использованных источников
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин — М.: Издательский дом «Академия», 2006.- 496 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин – Калининград: Янтар. сказ, 2003.- 454 с.