/>/>/>/>/>
Курсоваяработа
«Приводленточного конвейера для перемещения штучных грузов»
Харьков 2004
/>Введение
Ленточный конвейерслужит для транспортировки штучных грузов. Он мал по габаритам. Поэтому нашёлбольшое применение в эксплуатации.
Курсовой проект подисциплине конструкция машин и механизмов – первая самостоятельнаярасчетно-конструкторская работа, в ходе выполнения которой студент приобретаетнавыки практического приложения теоретических знаний, полученных при изучениифундаментальных и общетехнических дисциплин.
Реализация этого имеетместо при выполнении курсового проекта, который основан на проектированиимногоступенчатых редукторов с обеспечением по минимуму условий равнопрочностидеталей с минимальным суммарным межосевым расстоянием, разбивке общегопередаточного отношения редуктора между отдельными его ступенями.
Основные задачипроектирования при этом следующие:
¾ расширить знания,полученные при изучении теоретического курса.
¾ приобщитьстудентов к элементам научно-исследовательской работы путем более глубокойпроработки отдельных вопросов.
¾ усвоить общие принципы иконструирование типовых деталей и узлов с учетом конкретных эксплуатационных итехнологических требований и экономических соображений.
В данном проектепроизведён 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 определитьмодули колёс.
Одной из основныхчастей (разделов) проекта является предварительный расчёт валов на прочность иопределение их размеров под подшипники, а также расчёт на усталостную прочностьпо коэффициенту запаса S.
Проведён расчёт ивыбор подшипников качения по динамической грузоподъемности C.
Проведён проверочныйрасчёт болтовых соединений крепления узлов привода и рамы.
/>Принятыеобозначения
F – тяговое усилие конвейера (Н)
V – скорость тяги конвейера (м/с);
/> -КПД редуктора;
Dб– диаметр барабана (мм);
nб– скорость вращение барабана (об/мин);
/>– передаточное отношениередуктора;
/> – начальный диаметршестерни (мм);
/> – предел выносливостиматериала зубьев (МПа);
SFM– коэффициент безопасности для зубьев;
/> – предел контактнойвыносливости;
/>– коэффициент ширинызубчатого винца;
/>– число зубьев шестерни(колеса);
/>– модуль зацепления (мм);
/> – межосевое расстояние(мм);
/>– ширина зубьев шестерни(колеса) (мм);
WFT – расчетная удельная нагрузка (Н);
T – крутящий момент на валу (Н*м);
/> – диаметр вала (мм);
/> – время работы передачи(ч);
/> — передаточное отношениезубчатой передачи;
KHL,KFL – коэффициентыдолговечности;
KH/>, KHV – коэффициенты неравномерности распределения нагрузки подлине контактных линий;
KFC – коэффициент, учитывающий приложение 2-х-стороннейнагрузки;
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходнойповерхности зуба;
YS – коэффициент, учитывающий чувствительность материала кконцентрации напряжений;
NF – число циклов перемены напряжений при изгибе; NH – число циклов переменынапряжений при расчете на контактную выносливость.
/>1. Исходные данные
Спроектировать приводленточного конвейера в цехе сборки узлов ЛА.
Исходные данные длярасчета:
1. Тяговое усилиелебедки F = 5000H;
2. Скорость ленты V = 0,6 м/с;
3. Время работыпередачи />= 15000 ч;
4. Диаметр барабана D = 0,4 м
5. Смазка зубчатогозацепления – окунанием.
6. Режим работыпостоянный.
/>
Рис. 1. Схемапривода
1 — электродвигатель;
2 — муфта упругаявтулочно-пальцевая (МУВП);
3 — редуктор;
4 — зубчатая муфта;
5 — барабанконвейера.
/>2. Определение основных параметров привода 2.1 Выбор двигателя
Потребная мощностьдвигателя:
/> кВт,
где /> – КПД привода.
/>,
где />= 0,98 –КПД муфты;
/> = 0,99 – КПД парыподшипников;
/> = 0,97 – КПДцилиндрической зубчатой передачи;
/> = 0,98 – КПД ленты (трениеленты о барабан).
/>=0,98
/>=0,85.
/>= 4 кВт.
Таблица 1
Мощность, кВт
Тип
Частота вращения, мин-1
/>
/>
КПД, %
/>, мм
4
4А100L4УЗ
1435
2,0
2,4
88
28
2.2 Определение числа оборотов барабана
Диаметр барабана />= 300 мм.
Число оборотовбарабана определим по следующей зависимости:
/>= 28,6 (об/мин)
2.3 Определениеобщего передаточного отношения редуктора
Общее передаточноечисло привода
/>=24,5.
/>
/>
Согласно рекомендациямпередаточное число тихоходной ступени
/>
Тогда, передаточноечисло быстроходной ступени
/>
2.4 Определениекрутящих моментов на валах
На ведомом: />;
На промежуточном: />;
На ведущем: />
/>3. Расчет первой ступени
Материал для шестернии колеса назначаем:Элемент передачи Марка стали
ув, МПА
ут, МПА Твёрдость поверхности не менее Базовые числа циклов Шестерня 45 900–1000 750 (45–50) HRC
NHO1=6∙107
NFO1=4∙106 Колесо 45 900–1000 750 (40–45) HRC
NHO1=4∙107
NFO1=4∙106 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 изстандартных значений), cosв = 0.99.
2. Определение числа зубьев эквивалентных колёс:
/>/>
3. Определение числа циклов перемены напряженийшестерни и колёс:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
4. Определение допускаемых напряжений:
а) контактные:
/>
/>
/>, таккак />
/>;
/>;
/>;
/>
/>
/>
б) изгибные:
/>
/> таккак
/>
/>;
/>
/>
в) предельные:
/>
/>;
/>
5. Расчётная нагрузка:
/>
/> −для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что Vокр.=3–8 м/с.
/>
6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:
/>;
/>;
/>;
7. Модуль зацепления:
а) окружной:
/>;
б) нормальный:
/>
Принимаем /> = 1,5 мм.
8. Межосевоерасстояние:
/>;
/>
/>
3.2 Проверочныйрасчёт
1. Проверочный расчетна контактную выносливость.
/>;
Определениекоэффициентов ZH, ZM,ZE:
цилиндрический редукторподшипник зубчатый
/>.
Так как cosв=0.9915 и бtw=20˚,то
/>;
Епр=2,15∙105МПа, нtw=0,3;
/>
/>;
/>
Уточнение окружнойскорости:
/>;
/>;
/>;
Уточнение коэффициентарасчётной нагрузки:
/>;
/>, где д = 0,004; q0 = 56;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>
Проверка передачи наконтактную выносливость:
/>;
/>
Недогрузка составляет20%.
С целью полученияболее рациональной передачи уменьшаем ширину зубчатого венца, благодаря чемудействительные контактные напряжения приблизятся к допускаемым.
Принимаем bw1=15 мм, тогда
/>;
/>;
/>
/>;
/>
/>;
/>
Недогрузка составляет2.8%, что допустимо.
2. Проверка передачина изгибную выносливость:
/>
/> для />
/> для />;
/>;
/>
Так как 79,55
/> где/>
/>;
/>;
/>
3. Проверка наконтактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:
/>;
/>.
4. Определениегеометрических и других размеров шестерни и колеса:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
/>4. Расчет второй ступени
Материал для шестернии колеса назначаемЭлемент передачи Марка стали
ув, МПА
ут, МПА Твёрдость поверхности не менее Базовые числа циклов Шестерня 45 900–1000 750 (45–50) HRC
NHO1=6∙107
NFO1=4∙106 Колесо 45 900–1000 750 (40–45) HRC
NHO1=4∙107
NFO1=4∙106 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 напряженийшестерни и колёс:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
4. Определение допускаемых напряжений:
а) контактные:
/>
/>
/>, таккак />
/>;
/>;
/>;
/>
/>
/>
б) изгибные:
/>
/> таккак
/>
/>;
/>
/>
в) предельные:
/>
/>;
/>
4. Определение коэффициента расчётной нагрузка:
/>
/> −для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что Vокр.=3–8 м/с.
/>
6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:
/>;
/>
/>
7. Модуль зацепления:
/>;
Принимаем /> = 4 мм., тогда
/>
/>
8. Межосевоерасстояние:
/>.
4.2 Проверочныйрасчёт
1. Проверка передачина контактную выносливость.
/>;
Определениекоэффициентов ZH, ZM,ZE:
/>.
Так как в=0˚и бtw=20˚, то
/>;
Епр=2,15∙105МПа, нtw=0,3;
/>
/>;
/>
Уточнение окружнойскорости:
/>;
Уточнение коэффициентарасчётной нагрузки:
/>;
/>, где д = 0,004; q0 = 56;
/>;
/>;
/>
/>;
/>
/>;
/>
Определяем удельнуюрасчётную окружную силу:
/>;
/>
Недогрузка составляет 2,8%,что допустимо.
/>
Недогрузка составляет2.8%, что допустимо.
2. Проверка зубьев передачина изгибную выносливость:
/>
/> для />
/> для />;
/>;
/>
Так как 80,15
/> где/>
/>;/>;
/>
/>
3. Проверка наконтактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:
/>;
/>.
4. Определениегеометрических 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 такжетехнологичность конструкции и экономия материала./>
1. Быстроходный вал:
/>,
где физ=35Мпа;
/>;
Принимаем значение d1=25 мм.
2. Промежуточный вал:
/>;
Принимаем значение d2=34 мм.
3. Тихоходный вал:
/>;
Принимаем значение d3=55 мм.
5.2 Проверочныйрасчёт валов
Быстроходный вал.
/>
Рис. 5.1. Схема нагружениябыстроходного вала
Окружная сила,действующая в зацеплении:
/>
Радиальная сила,действующая в зацеплении:
/>
Эквивалентная нагрузка:
/>,
где Dm– диаметр муфты.
Найдём реакции связей.
/>;
/>
/>.
/>
/>
/>.
Найдём моменты действующие на вал ипостроим эпюру моментов.
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Эпюры моментовизображены на рис. 5.2.
/>
Рис. 5.2. Эпюры моментов
Коэффициент запаса приодновременном действии нормальных и касательных напряжений
/>,
где />–коэффициент запаса для нормальных напряжений;
/>–коэффициент запаса для касательных напряжений.
/>.
Здесь />= 250 МПа – пределвыносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
/>, />– для изменения напряженийизгиба по симметричному знакопеременному циклу;
/>– эффективный коэффициентконцентрации напряжений для детали.
/>= 53 МПа.
/>,
где />= 2,5 –эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
/>= 1,25 – коэффициентсостояния поверхности;
/>= 0,8 – коэффициент влиянияабсолютных размеров детали.
/>= 3,78.
Коэффициент запаса
/>=1,24.
Коэффициент запаса для касательныхнапряжений
/>.
Здесь />= 150 МПа – пределвыносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
/> – для нереверсивнойпередачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
/>– эффективный коэффициентконцентрации напряжений для детали;
/>= 0,1 – коэффициентчувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
/>= 6,9 МПа.
/>,
где />= 2,4 –эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
/>= 1,25 – коэффициентсостояния поверхности;
/>= 0,7 – коэффициент влиянияабсолютных размеров детали.
/>= 3,8.
Коэффициент запаса
/>=9,55
Коэффициент запаса при одновременномдействии нормальных и касательных напряжений
/>.
Расчёт на статическую прочность
/>,
где б0=0
/>
/>
/>
/>Промежуточный вал
/>
Рис. 5.3. Схема нагруженияпромежуточного вала
Окружная сила, действующая в зацеплении:
/>
Радиальная сила,действующая в зацеплении:
/>
/>
/>
Найдём реакции опор.
/>
/>
/>
/>
/>
/>.
Найдём моменты действующие на вал ипостроим эпюру моментов.
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
/>
/>
Рис. 5.4. Эпюры моментов
Проверка вала на выносливость
Коэффициент запаса приодновременном действии нормальных и касательных напряжений
/>,
где />–коэффициент запаса для нормальных напряжений;
/>–коэффициент запаса для касательных напряжений.
/>.
Здесь />= 250 МПа – пределвыносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
/>, />– для изменения напряженийизгиба по симметричному знакопеременному циклу;
/>– эффективный коэффициентконцентрации напряжений для детали.
/>= 42,4 МПа.
/>,
где />= 2,5 –эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
/>= 1,25 – коэффициентсостояния поверхности;
/>= 0,8 – коэффициент влиянияабсолютных размеров детали.
/>= 3,45.
Коэффициент запаса
/>= 1,7.
Коэффициент запаса длякасательных напряжений
/>.
Здесь />= 150 МПа – пределвыносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
/> – для нереверсивнойпередачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
/>– эффективный коэффициентконцентрации напряжений для детали;
/>= 0,1 – коэффициентчувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
/>= 4,34 МПа.
/>,
где />= 2,4 –эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
/>= 1,25 – коэффициентсостояния поверхности;
/>= 0,7 – коэффициент влиянияабсолютных размеров детали.
/>= 3,8.
Коэффициент запаса
/>=9,09.
Коэффициент запаса при одновременномдействии нормальных и касательных напряжений
/>.
Расчёт на статическую прочность.
/>,
где б0=0
/>
/>
/>
/>
Ведомый вал.
Схема нагруженияведомого вала представлена на рис. 5.5.
/>
Рис. 5.5. Схема нагружения промежуточноговала
Произведём расчёт сил действующих на вал:
/>
/>
/>
/>
Найдём реакции опор действующие нарассматриваемый вал.
/>
/>
Найдём моменты действующие на вал ипостроим эпюру моментов.
/>;
/>;
/>;
/>
Рис. 5.6 Эпюры моментов.
Проверка вала на выносливость
Коэффициент запаса при одновременномдействии нормальных и касательных напряжений
/>,
где />–коэффициент запаса для нормальных напряжений;
/>–коэффициент запаса для касательных напряжений.
/>.
Здесь />= 250 МПа – пределвыносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
/>, />– для изменения напряженийизгиба по симметричному знакопеременному циклу;
/>– эффективный коэффициентконцентрации напряжений для детали.
/>= 9,65 МПа.
/>,
где />= 2,5 –эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
/>= 1,25 – коэффициентсостояния поверхности;
/>= 0,8 – коэффициент влиянияабсолютных размеров детали.
/>= 3,45.
Коэффициент запаса
/>= 7,57.
Коэффициент запаса для касательныхнапряжений
/>.
Здесь />= 150 МПа – пределвыносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
/> – для нереверсивнойпередачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
/>– эффективный коэффициентконцентрации напряжений для детали;
/>= 0,1 – коэффициентчувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
/>= 24,8 МПа.
/>,
где />= 2,4 –эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
/>= 1,25 – коэффициентсостояния поверхности;
/>= 0,7 – коэффициент влиянияабсолютных размеров детали.
/>= 3,8.
Коэффициент запаса
/>=1,59.
Коэффициент запаса при одновременномдействии нормальных и касательных напряжений
/>.
Расчёт на статическую прочность.
/>,
где б0=0
/>
/>
/>
/>.
/>6. Подбор и расчет шпоночного соединения
Для крепления колесапервой ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка 20х12х20 ГОСТ8789–68. Материал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88.
Наиболее опаснойдеформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента />:
/>,
где /> –рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани;
/>= 34 мм – диаметрвала.
У шпонок исполнения А(со скругленными концами) />.
В редукторах при среднемрежиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными /> МПа.
Действующее напряжениесмятия:
/>= 0,06 МПа. />.
Для крепления колеса второй ступени игибкого вала применена призматическая шпонка 16х10х45 ГОСТ 8789–68. Материалшпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88. Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазовявляется смятие от крутящего момента />:
/>,
где /> –рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани;
/>= 65 мм – диаметрвала.
У шпонок исполнения А(со скругленными концами) />.
В редукторах присреднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными /> МПа.
Действующее напряжениесмятия:
/>= 0,13 МПа. />.
/>7. Выбор и проверочный расчёт подшипников
При частоте вращения />об/мин подшипники выбираютпо динамической грузоподъемности. Выбор подшипников по динамическойгрузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданныхусловиях работы.
Номинальнаядолговечность подшипника в миллионах оборотов
/>,
где С – каталожная динамическая грузоподъемностьданного типоразмера подшипника, Н;
Р – эквивалентнаярасчетная нагрузка на подшипнике, Н;
р = 3 – степеннойпоказатель (для шарикоподшипников).
В качестве радиальнойнагрузки на подшипник принимаем максимальную реакцию в опорах вала: />.
На ведущем валу принятподшипник 305 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность />= 17,6 кН.
Радиальная нагрузка
/>
Динамическуюгрузоподъёмность определяют по формуле:
/>
Здесь />; Ln– расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин -1;а1 – коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а23– коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.
/>
/>
Принятый подшипникотвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.Подшипники промежуточноговала.
На промежуточном валупринят подшипник 307 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность />= 26,2 кН.
Радиальная нагрузка
/>
Динамическуюгрузоподъёмность определяют по формуле:
/>
Здесь />; Ln– расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин -1;а1 – коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а23– коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.
/>
/>
Принятый подшипникотвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
Подшипник ведомоговала.
На ведомом валу принятподшипник 311 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность />= 56 кН.
Радиальная нагрузка />.
Динамическуюгрузоподъёмность определяют по формуле:
/>
Здесь />; Ln– расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин -1;а1 – коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а23– коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.
/>
/>
Принятый подшипник отвечаетусловиям задания по динамической грузоподъёмности.
/>8. Расчёт болтового соединения с учётом не раскрытиястыка
/>
Рис. 8.1
/>;
/>;
/>;
/>;
L и B – длина и ширинаоснования.
/>,/>,
отсюда />, />;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>
/>.
Условие выполняется.
9. Подборка смазки
Смазочные материалы в машинах и механизмах применяют сцелью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода оттрущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также дляпредохранения деталей от коррозии.
Наиболее широкое распространение получили нефтяныежидкие масла.
Для смазывания зубчатых передач со стальными колёсами значениевязкости определяется по формуле:
/>;
/>;
/>.
/>
/>
/>
Выбираем масло И-100А по ГОСТ 20799–75.
10. Компановка
Крутящий момент Т1через муфту (13) передаётся на входной вал редуктора (1). С выходного валамомент передаётся на барабан ленточного конвейера (2) через зубчатую муфту (14).Двигатель крепиться к плите (3) болтом М12х2.58ГОСТ 7808–70 (4). Редукторкрепиться к плите 4-мя болтами М16х2.58ГОСТ 7808–70 (6).
/>Заключение
В процессе выполнениякурсового проекта был спроектирован привод конвейера для перемещения грузов.Были выбраны материалы колеса и шестерни, произведены расчеты цилиндрической ипланетарной передач на контактную выносливость, контактную прочность, выносливостьпри изгибе; выполнена проверка планетарной передачи на условия соседства,сборки и уравнение соосности. Вал первой ступени рассчитан на сложноесопротивление и выносливость, вал второй ступени – на кручение и выносливость.Выполнена проверка подшипников двух валов и барабана (водила) по динамическойгрузоподъемности, тепловой расчет передачи, подобраны фундаментные болтыредуктора 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 подеталям машин» – М.: Машиностроение, 1966 г.3. «Расчети проектирование зубчатых передач» – Харьков: ХАИ 1978 г.4. Анурьев В.И.«Справочник конструктора – машиностроителя»: в 3-х томах – М.: Машиностроение, 1980 г.5. «Курсовоепроектирование деталей машин» под ред. Кудрявцева В.Н. – Ленинград: «Машиностроение»,1984.