Проектирование привода ленточного конвейера

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: Детали машин

и основы конструирования

На тему: Спроектировать привод ленточного конвейера

Пояснительная записка

Работу выполнил:

студент группы

Работу проверил:

Владимир 2008

Содержание

1. Кинематические расчёты

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Действительное передаточное отношение

1.3 Вращающие моменты на валах

2. Допускаемые напряжения

2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колёс

2.2 Допускаемые контактные напряжения

2.2 а Тихоходная ступень

2.2 б Быстроходная ступень

2.3 Допускаемые напряжения на изгиб

2.4 Предельные напряжения.

3. Проектный расчёт зубчатых передач

3.1 Расчёт тихоходной ступени

3.2 Расчёт быстроходной ступени

4. Расчёт элементов корпуса редуктора

5. Проектный расчёт валов

5.1 Тихоходный вал

5.2 Быстроходный вал

5.3 Промежуточный вал

6. Уточненный расчёт валов

6.1 Тихоходный вал

7. Уточненный расчёт подшипников (для тихоходного вала)

8. Выбор соединительных муфт

9. Расчёт шпоночных соединений

10. Выбор и расчёт масла

11. Расчёт массы редуктора.

12. Сборка редуктора

Список литературы

1.Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

Окружное усилие Р=450кг.

Скорость ленты конвейера V=0,55м/сек.

Размеры барабана D=250мм. B=200мм. Н=650мм.

Рассчитываем требуемую мощность:

где

Р = 450кг.– окружное усилие

V = 0,55м/сек – скорость ленты конвейера.

η - общий коэффициент полезного действия

где

ηМ = 0,98– кпд муфты

ηП = 0,99– кпд подшипников

ηЗП = 0,97– кпд зубчатой передачи

Вт

Число оборотов барабана

где

D – диаметр барабана = 250мм.

Ориентировочное передаточное отношение:

где

= 4,3 - передаточное отношение тихоходной ступени

= 5- передаточное отношение быстроходной ступени

Предварительное число оборотов двигателя:

об/мин

Принимаем закрытый обдуваемый трех фазный асинхронный двигатель 112МА6 для которого Nд=3кВт, nд=955 об/мин, d1=32мм, l1=80мм.( по таблице 24.7 Дунаев стр. 200)

1.2 Действительное передаточное отношение

Передаточное отношение быстроходной ступени = 5

Передаточное отношение тихоходной ступени находим из формулы

Число оборотов

об/мин

об/мин

об/мин

Угловая скорость

1.3 Вращающиеся моменты на валах:

2. Допускаемое напряжение

2.1 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

Учитывая назначение редуктора принимаем для всех шестерен Сталь35Х ГОСТ 4543 – 81 (НВ ниже 350ед.). Термическая обработка – улучшение и нормализация до НВ 300ед, НВ1=300ед.

Для зубчатых колес назначаем Сталь 35 ГОСТ 1050 – 81 НВ2 = 280 ед.

2.2 Допускаемое контактное напряжение

где

- предельная контактная выносливость

МПа

МПа

Sn = 1.2– коэффициент безопасности

- коэффициент долговечности

где

- базовое число циклов нагружения зуба для закрытых редукторов при НВ<350ед.

- действительное число циклов нагружения

а) Тихоходная ступень

где

n1= 191 об/мин - число оборотов

c1=uT=4.54

t – срок службы

где

L = 5– срок службы в годах

КСУТ – 0,29

КГ – 0,5

n2=42,07 об/мин

с2=1

Принимаем=1

МПа

МПа

МПа

б)быстроходная ступень

Принимаем = 1

МПа

МПа

2.2Допускаемый изгиб

SF = 1,7– коэффициент безопасности

Тихоходная ступень

Принимаем = 1

Принимаем = 1

МПа МПа

Расчетное напряжение

МПа

Быстроходная ступень

Принимаем = 1

Принимаем = 1

МПа МПа

2.4 Предельные напряжения

3.Проектный расчет зубчатых передач

3.1 Тихоходная ступень

uT=4,54 T3=573·103 Н·мм МПа

Межосевое расстояние

Где

UТ – передаточное отношение тихоходной ступени

К = 310 - приведенный коэффициент для прямозубых зубчатых передач

КН = 1,2– коэффициент нагрузки, зависит от типа редуктора и расположения зубчатых колес относительно подшипников

Ψba = 0,25– коэффициент относительной ширины зубчатого колеса

Принимаем аw=180мм.

Ширина колеса

Модуль зацепления

Принимаем m=3

Находим число зубьев

Принимаем z1=24

Принимаем z2=108

Уточняем передаточное отношение

Диаметры колес

шестерня

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

колесо

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

Уточняем межосевое расстояние

Скорость зацепления

Назначаем степень точности 8 по ГОСТ 1643 – 81

Находим усилия в зацеплении

Окружное усилие

Осевое усилие

где

β = 0– угол наклона зубьев

Радиальное усилие

где

α = 20– угол зацепления

Проверочный расчет

где

КН – уточненный коэффициент нагрузки

где

КНα = 1– коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КНβ = 1– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

КНV = 1,2– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения

Проверка по контактным напряжениям

где

Y – коэффициент формы зуба

YF1=3,91 YF2=3,60

3.2 Быстроходная ступень

Т=27,954кН uБ=5

Межосевое расстояние быстроходной ступени принимаем равное 198 мм.

Ширина колеса

Модуль зацепления

Принимаем m=2

Находим число зубьев

Принимаем z1=33

Принимаем z2=165

Уточняем передаточное отношение

Диаметры колес

шестерня

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

колесо

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

Уточняем межосевое расстояние

Скорость зацепления

Находим усилия в зацеплении

Окружное усилие

Осевое усилие

где

β =0- угол наклона зубьев

Радиальное усилие

где

α =20- угол зацепления

Проверочный расчет

где

КН – уточненный коэффициент нагрузки

где

КНα =1- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КНβ =1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

КНV =1,2- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения

Проверка по контактным напряжениям

где

Y – коэффициент формы зуба

YF1=3,79 YF2=3,60

4.Расчет элементов корпуса редуктора

Материал корпуса редуктора СЧ 118 отливка в формовочную смесь толщина стенок корпуса:

принимаем δ=10мм

Толщина ребер жесткости

Толщина соединительных фланцев

Толщина фундаментного фланца

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем dФ.Б.=16мм

Диаметр подшипниковых болтов

Принимаем dП.Б.=12мм.

Диаметр соединительных болтов

Принимаем dБ.=12мм.

Ширина фланца

Высота под опоры гаек 1мм.

Шероховатость поверхности опорных участков

Плоскость соединения крышки редуктора:

Чистовая фрезеровка Ra=1,25

Поверхность под подшипник Ra=1,25

Поверхность гайки, основание редуктора, смотровая крышка Ra=3,2

5. Проектный расчет валов

5.1 Тихоходный вал

Для всех валов принимаем конструкционную сталь 45 ГОСТ

При расчете учитывается только кручение

где

MKP =573000- вращающий момент на тихоходном валу

WP – Осевой момент

Выражаем диаметр

Принимаем d=58мм

Диаметр под подшипник

Принимаем dП=60мм

Диаметр под колесо

Принимаем dК=64мм

Длины участков

Принимаем l1=90мм

=10 - Зазор между подвижной и неподвижной частью

l2 =16 - ширина до фланца

l3 =34 – ширина участка вала

l4 =17- расстояние от фланца до подшипника

Крышки подшипников привертные.

В = 31мм – ширина подшипника.

Подшипник №312 d=60мм D=30мм В=31мм r=3.5мм С=62,9мм С0=48,4мм.

Проверяем размерную цепь

10+35=17+31

Размерная цепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной

Для удобства соединения с валом электродвигателя принимаем d=32мм

Диаметр под подшипник

Принимаем dП=35мм

Подшипник №307 d=35мм D=80мм В=21мм r=2,5мм С=25,7мм С0=17,6мм.

Диаметр за подшипником

Принимаем dЗ.П.=38мм.

Длины участков