Проектирование ленточного конвейера

Министерство сельского хозяйства Российской Федерации

Казанский государственный аграрный университет

Кафедра «Общеинженерные дисциплины»

ТЕКСТОВЫЕ ДОКУМЕНТЫ

к курсовому проекту по деталям машин и основам конструирования

Тема: Проектирование ленточного конвейера

Разработал: студент 292 группы Яфизов М.Р.

Руководитель проекта: Мудров А.Г.

КАЗАНЬ

2012

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод люлечного элеватора с одноступенчатым горизонтальным цилиндрическим косозубым редуктором.

Полезная сила, передаваемая цепью элеватора:

Скорость цепи:

Число зубьев приводной звездочки:

Шаг цепи:

Материал зубчатых колес: 45У.

Долговечность привода: 10000ч.

Схема привода приведены на рисунке 1.

Рисунок 1-Схема привода

Необходимо разработать:

1.       Сборочный чертеж редуктора.

2.       Чертеж общего вида привода.

.         Рабочие чертежи:

·            корпуса редуктора;

·            вала выходного;

·        колеса зубчатого;

·        рамы сварной.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

ленточный конвейер

Полезная сила, передаваемая цепью элеватора:

Скорость цепи:

Число зубьев приводной звездочки:

Шаг цепи:

Материал зубчатых колес: 45У.

Долговечность привода: 10000ч.

Схема привода приведены на рисунке 1.

1.1 Определение мощности и выбор электродвигателя

 (1.1)

где F- полезная сила передаваемая цепью элеватора, Н

где V - скорость цепи, м/с

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

(1.2)

Общий КПД привода определяется по известной формуле:

, (1.3)

где - КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1, ();

- КПД пары цилиндрических зубчатых колес 2, ();

- КПД опоры подшипников 1, ();

- КПД опоры подшипников 2, ();

- КПД муфты, (=0,99);

- КПД открытой цепной передачи, ().

.

По расчетной мощности принимается электродвигатель

А 02 - 22 - 4.

Мощность электродвигателя: Nдв

Синхронная частота вращения: .

Номинальная частота вращения: .

1.2 Определение частоты вращения рабочих органов:

Диаметр приводного барабана определяется по формуле:

 (1.4)

где t - шаг цепи, мм;

z - число зубьев малой звездочки.

;

Частота вращения рабочих органов определяется по формуле:

 (1.5)

где V-скорость цепи, м/с;

D-диаметр приводного барабана, м.

1.3 Определение передаточного отношения выбранных двигателей:

 (1.6)

 (1.7)

1.4 Определение минимального и максимального передаточного числа заданного привода:

 (1.8)

 (1.9)

 (1.10)

1.5 Разбивка общего передаточного отношения на ступени:

 (1.11)

1.6
Подсчет оборотов на валах

 (1.12)

 (1.13)

 (1.14)

1.7 Определение крутящих моментов на валах

 (1.15)

 (1.16)

 (1.17)

 (1.18)

2        РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Колесо: материал - сталь 45, термообработка - нормализация; .

Шестерня: материал - сталь 45, термообработка - нормализация; .

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:

, (2.1)

где: -предельное значение контактной выносливости;

При НВ<350 ,

-коэффициент долговечности;

-коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали;

Коэффициент долговечности находим по формуле:

;

; (2.2)

; (2.3)

При принимаем значение , коэффициент запаса прочности .

Определяем межосевое расстояние:

; (2.6)

,

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

 (2.7)

 (2.8)

Уточняем передаточное число:

 (2.9)

 (2.10)

Нормальный модуль:

; (2.11)

принимаем среднее значение, соответствующее стандартному: m = 1,75 мм.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

 (2.12)

 (2.13)

проверка:  (2.14)

Диаметры вершин зубьев:

; (2.15)

Уточняем угол наклона зубьев:

 (2.16)

Ширина колеса:

. (2.17)

Ширина шестерни:

. (2.15)

Окружная скорость колеса:

 (2.16)

.

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

При данной скорости выбираем

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

. (2.17)

Проверяем контактные напряжения:

 (2.21)

Уточняем контактное напряжение:

 (2.22)

3       
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Допускаемые изгибные напряжения:

 (3.1)

где  - предел выносливости зубьев при изгибе,

 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки,

 - коэффициент долговечности для

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки:

контактные:

 (3.2)

изгибные:  (3.3)

Число зубьев колеса:

 (3.4)

3.1 Расчет модуля и выбор основных параметров передачи.

Расчетный модуль зацепления:

 (3.5)

где  - коэффициент открытой передачи,

 - число зубьев шестерни,

 - коэффициент учитывающий форму зуба,

 - коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра,  - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,

 - коэффициент внешней динамической нагрузки.

.

Значение модуля m, учитывая повышенный износ в открытых передачах, рекомендуют принимать в 1,5…2 раза большим расчетного :

 (3.6)

В соответствии с ГОСТ 9563-60 выбираем значение модуля:

Диаметры зубчатых колес:

- делительных: ,

 (3.7)

 (3.8)

- вершин зубьев:

(3.9)

впадин зубьев:

 (3.10)

Межосевое расстояние:

 (3.11)

Ширины венцов:

- зубчатого колеса:

 (3.12)

шестерни:

 (3.13)

3.1.1        Действительное передаточное число:

 (3.14)

3.2 Силы в зацеплении зубчатых колес:

3.2.1        Уточненный крутящий момент на шестерне:

 (3.15)

3.2.2       
Окружные силы:

 (3.16)

 (3.17)

3.2.3  Радиальные силы ():

 (3.18)

 (3.19)

4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Ведущий вал: Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении  по формуле:

 (4.1)

Примем диаметр вала под подшипниками  Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Ведомый вал: Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

 по формуле:

 (4.2)

Примем диаметр вала под подшипниками  Диаметр вала под зубчатым колесом:

Размеры ступиц колес:

 (4.3)

Толщина стенки редуктора:

Толщину стенки редуктора принимаем 8 мм.

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора

5 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба . Угол зацепления принят .

.2 Определение консольных сил

Консольные силы в зацепление цилиндрической косозубой закрытой передачи.

Окружные силы в зацепление шестерни:

 (5.1)

Окружные силы в зацепление колеса:

 (5.2)

Радиальные силы в зацепление шестерни:

 (5.3)

Радиальные силы в зацепление колеса:

 (5.4)

Осевые силы в зацепление шестерни:

 (5.5)

Осевые силы в зацепление колеса:

 (5.6)

 - действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач, в градусах: , .

Консольные силы в шестерне открытой передачи на тихоходном валу, Н:

 (5.7)

где     - вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .

Консольные силы в муфте на быстроходном валу, Н:

 (5.8)

где     - вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .

6. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

.1 Предварительный выбор подшипников

Выбираем подшипник для шестерни:

Тип подшипника: радиальный шариковый однорядный легкой серии 204.

Данные подшипника:

Выбираем подшипник для колеса:

Тип подшипника: радиальный шариковый однорядный лёгкой серии 205.

Данные подшипника:

.2 Определение реакций в опорах подшипников.

Силовые факторы, Н:

на шестерне:

Делительный диаметр шестерни косозубой передачи:

Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала :

; (6.1)

где     - ширина подшипника для быстроходного вала, в мм; .

На колесе:

Делительный диаметр колеса косозубой передачи:

Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала :

; (6.2)

где     - ширина подшипника для тихоходного вала, в мм; .

Расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника тихоходного вала :

; (6.3)

где     - длина 1 - й ступени на тихоходном валу в мм: .

 - длина 2 - й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на тихоходном валу в мм: .

 - ширина подшипника для тихоходного вала, в мм; .

7.Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Для тихоходного вала:

Дано:  Н;

 Н;

 Н;

;

;

;

. Вертикальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н:

;

; (7.1)

; (7.2)

;

; (7.3)

; (7.4)

; (7.5)

;

Проверка: ;

; (7.6)

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, :

;

; (7.7)

;

;

; (7.8)

. Горизонтальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н:

;

 (7.9)

; (7.10)

;

; (7.11)

; (7.12)

;

Проверка: ;

; (7.13)

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, :

 (7.14)

; (7.15)

;

; (7.16)

;

. Строим эпюру крутящих моментов, :

; (7.17)

;

. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

; (7.18)

;

; (7.19)

Для быстроходного вала:

Дано:  Н;

 Н;

 Н;

 Н;

;

;

.

. Вертикальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н:

;

; (7.20)

; (7.21)

;

; (7.22)

; (7.23)

;

Проверка: ;

; (7.24)

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, :

;

;

; (7.25)

;

;

; (7.26)

. Горизонтальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н:

;

; (7.27)

; (7.28)

;

;

; (7.29)

; (7.30)

;

Проверка: ;

; (7.31)

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, :

;

; (7.32)

;

. Строим эпюру крутящих моментов, :

; (7.33)

.

. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

; (7.34)

;

; (7.35)

8 РАСЧЕТ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Для вала I подбирается подшипник 204 ГОСТ 8328-75. Эквивалентная нагрузка определяется по формуле из[4] :

, (8.1)

где - максимальная радиальная нагрузка на подшипник,();

- коэффициент вращения,( из[4] )

- коэффициент безопасности, (из[4] )

- температурный коэффициент, (из[4] ).

.

Номинальная долговечность (в миллионах оборотов) определяется по формуле из[4]:

, (8.2)

где - динамическая грузоподъёмность,();

- коэффициент, учитывающий тип подшипника,().

.

Номинальная долговечность (в часах) определяется по формуле:

, (8.3)

где - частота вращения вала, ().

.

Долговечность подшипников выше установленного ресурса, который составляет .

Для вала II подбирается подшипник 205 ГОСТ 8328-75.

Максимальная радиальная нагрузка на подшипник ;

.

Динамическая грузоподъёмность;

.

Частота вращения вала,();

. Долговечность подшипников выше установленного ресурса, который составляет .

9 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК

Материал шпонок - сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами на срез и смятие. .

Условия прочности:

 (9.1)

 (9.2)

Шпонка на быстроходном валу:

Шпонки на тихоходном вале:

Все шпонки удовлетворяют условию прочности на срез и смятие.

10 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Материал валов - сталь 45 улучшенная, предел прочности - .

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести, определяется по формуле из [1] стр.280:

, (10.1)

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, определяется по формуле из [1] стр.280:

 , (10.2)

где - предел выносливости материала при изгибе с симметричным знакопеременном цикле нагружения ,определяется по формуле:

, (10.3)

.

-эффективный коэффициент концентрации напряжений ( из атласа детали машин для всех валов);

- коэффициент поверхностного упрочнения ( из атласа детали машин для всех валов );

-коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала, из атласа детали машин

для вала I ;

для вала II .

- амплитуда цикла нормальных напряжений, определяется по формуле:

, (10.4)

где - момент сопротивления сечения изгибу, определяется по формуле:

, (10.5)

для вала I ;

для вала II .

Для вала I ;

для вала II .

- коэффициент характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения, определяется по формуле:

, (10.6)

.

- среднее напряжение цикла,().

Для вала I ;

для вала II .

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, определяется по формуле из[1] стр.280:

, (10.7)

где - предел выносливости материала при кручении с симметричным знакопеременном цикле нагружения, определяется по формуле:

, (10.8)

.

-эффективный коэффициент концентрации напряжений (из атласа детали машин );

- коэффициент поверхностного упрочнения (из атласа детали машин );

-коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала, из атласа детали машин:

для вала I ;

для вала II .

- амплитуда цикла касательных напряжений, определяется по формуле из[1] стр.280:

, (10.9)

Для вала I ;

для вала II .

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения, определяется по формуле:

, (10.10)

.

- среднее напряжение цикла,().

Для вала I ;

для вала II .

Для вала I ;

для вала II .

Общий коэффициент запаса прочности выше минимально допустимого .

11 СМАЗКА РЕДУКТОРА

В редукторе применена картерная система смазки, то есть масло заливается непосредственно в корпус редуктора. При картерной смазке колёса редуктора смазываются разбрызгиваемым маслом. Так как окружная скорость колёс менее

м/с то для смазывания подшипников используется пластичная смазка. Пластичной смазкой на 1/3 заполняется пространство внутри подшипникового узла. Данное пространство отделяется от внутренней полости корпуса мазеудерживающим кольцом.

В качестве жидкой смазки используется индустриальное масло И-30А

ГОСТ 20799-95. В качестве пластичной смазки используется Литол-24

ГОСТ 21150-87

Для замены масла в корпусе редуктора предусмотрено специальное отверстие, закрываемое пробкой.

Для контроля уровня масла предусмотрен жезловой маслоуказатель.

12 ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Маслоудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование, М.: Издательство Машиностроение, 2002-535c.

2. Иванов М.Н. Детали машин. - М.:Высшая школа, 2002

. Кудрявцев В.Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1980

. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989

5. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984

. Чернавский С.А., Боков К.Н.,Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П.

Курсовое проектирование деталей машин М.: Издательство Машиностроение, 1988.-416с.