Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

СТЕРЛИТАМАКСКИЙ ФИЛИАЛ ГОСУДАРСТВЕННОГО ОБРАЗОВАТЕЛЬНОГО

УЧРЕЖДЕНИЯ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«БАШКИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Естественнонаучный факультет

Кафедра технологии и общетехнических дисциплин

привод конвейер зубчатый подшипник

Спроектировать привод ленточного конвейера

Пояснительная записка к курсовой работе по «Деталям машин» 44.03.01.Б12.15.00.00.00.СБ

Содержание

. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

. Предварительный расчет валов редуктора

. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса

. Размеры корпуса и крышки редуктора

. Проверка долговечности подшипников

. Уточненный расчет валов

. Выбор муфты

. Расчет шпоночных соединений

Выбор сорта масла

Сборка редуктора

Используемая литература

Рис. 1 Кинематическая схема привода ленточного конвейера

- эл. двигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - цилиндрический редуктор; 4 - подшипники; 5 - муфта; 6- барабан.

Исходные данные:

Тяговое усилиеF=3,0 кН,

Скорость цепиV=1,2 м/с,

Диаметр барабанаD=350 мм

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий кпд привода находим по таблице 1.1 [1,с.5]:

h=h1h2h33,(1)

где h1=0,98 - кпд зубчатой цилиндрической передачи;

h2=0,95 - кпд клиноременной передачи;

h3=0,99 - кпд пары подшипников качения.

h=0,98×0,95×0,993=0,9.

Мощность на валу барабана:

,(2)

где F=3,0 кН - тяговое усилие на барабане;=1,2 м/с - скорость ленты.

Требуемая мощность электродвигателя:

(3)

где Рб - мощность на валу барабана, кВт.

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4АМ122МВ6У3 с синхронной частотой вращения n1=1000 мин-1, с параметрами Рдв=4 кВт и номинальная частота вращения nдв=965 об/мин[1, с.390].

Угловая скорость на валу электродвигателя:

;(4)

Частота вращения вала барабана:

;(5)

где D=350 мм - диаметр барабана.

Общее передаточное отношение:

=nдв/nб;(6)=965 / 70,06 = 13,7.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи [1, с.36]:

=5,

тогда передаточное число клиноременной передачи:

u1 =u / u2;(7)= 13,7 / 5 = 2,75.

Частота вращения:

на валу электродвигателя:дв=965 мин-1;

на ведущем валу:=nдв/u1;=965/ 2,75 = 350 мин-1;

на ведомом валу:=n1/u2;=350 / 5 = 70 мин-1;

на валу барабана:=n2;= 70 мин-1.

Угловые скорости:

на валу электродвигателя wдв=100 c-1;

на ведущем валу:

w1=wдв/u1= 100/ 2,75 = 36,36 с-1;

на ведомом валу:

w2=w1/u2;

w2=36,36 / 5 = 7,272 с-1;

на валу барабана:

w3=w2;

w3= 7,272 с-1.

Вращающие моменты:

на валу электродвигателя:

(8)

на ведущем валу:

Т1=Тдв u1h1h4=40×2,75×0,98×0,99=106 Н м;

на ведомом валу:

Т2=Т1 u2h2h4;

Т2=106×5×0,95×0,99 =498 Н×м;

на валу барабана:

Тб=Т2 =498 Н×м.

Таблица 1

. Расчет клиноременной передачи

Принимаем тип ремня Б.

Диаметр меньшего шкива:

(26)

Принимаем d1=125 мм.

Диаметр большего шкива:

=u1d1(1-e);(27)=2,75×125×(1-0,01)=340 мм.

Принимаем d2=355 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение:

d=

что меньше допускаемого ±4%.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d1=125 мм и d2=355 мм.

Межосевое расстояние:

=0,55(d1+d2)+T0;(28)

amin =0,55(125+355)+10,5=275,5 мм.=d1+d2;(29)

amax=125+355=480 мм.

Принимаем aр=500 мм.

Расчетная длина ремня:

(30)

Принимаем по ГОСТ L=2000 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня:

;(31)

Угол обхвата меньшего шкива:

(32)

Скорость ремня V, м/с, определяется по формуле:

(33)

.

Частота пробегов ремня U, с-1:

(34)

Число ремней z определяется по формуле:

(35)

где Р - мощность, передаваемая клиноременной передачей;

Р=Рдв=4 кВт;

Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнём [1, c.132]:

Р0=1,56 кВт;

 - коэффициент режима работы [1, c.136]:Ср=1,1.

 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [1, c.135]:

Сl=0,97;

 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135]:

a=0,92.

Принимаем z=4.

Сила предварительного натяжения ремня F0, H,:

(36)

где  - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

[1,c.136]:

Сила давления на вал FВ, Н:

(37)

Канавки шкивов клиноременных передач по ГОСТ 20889-80 [1, с.138]:

для ремня сечения Б:

=14,0 мм; h=10,5 мм; h0=4,2 мм; f=12,5 мм; e=19,0 мм; a=340.

Ширина шкива В, мм:

=(z-1)e+2f;(38)

В=(4-1)×19+2×12,5 = 82 мм.

Проверяем ремень на долговечность λ, с-1 по частоте пробега в секунду:

(39)

где V - скорость ремня, м/с;- длина ремня, м;

[λ] - допустимое значение долговечности ремня, [λ]=с-1.

λ=6,3/14,0=4,5 с-1.

Условие выполняется, т. к. 4,5 ≤10 с-1.

. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

Выбираем материалы: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, 260 НВ, для зубчатого колеса сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, 240 НВ.

Предел контактной выносливости [1, с.34, т.3.2]:

для шестерни

sHlimb1=2HB1+70=2×260+70=590 МПа;

для зубчатого колеса

sHlimb2=2HB2+70=2×240+70=550 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

для зубчатого колеса

где KHL=1 - коэффициент долговечности [1, с.33],

[SH]=1,1 - коэффициент безопасности [1, с.33].

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[sH]=0,45([sH1]+[sH2])=0,45×(540+500)=467 МПа.(9)

Требуемое условие [sH]<1,23[sH]2=615 МПа выполнено.

Принимаем значение коэффициентов: [1, с.32]

=1,25; Ka=43; yba=0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:

;(10)

где Т2=498 Нм - крутящий момент на ведомом валу;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [1, с.36]:

=180 мм.

Нормальный модуль зацепления:

=(0,01-0,02)aw;(11)=(0,01-0,02)×180=1,8¸3,6 мм.

Принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 [1, с.36]

:mn=2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.36]:

b=100.

Определяем число зубьев:

Шестерни

(12)

Принимаем z1=23,

тогда число зубьев зубчатого колеса

=z1 u1;=23×5=115.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

;

.

Откуда, b=16,60.

Делительные диаметры:

Шестерни

(13)

зубчатого колеса

;

Уточняем межосевое расстояние:

Диаметры вершин:

шестерни=d1+2mn;

=60+2×2,5=65 мм;

колеса

=d2+2mn;=300+2×2,5=305 мм.

Ширина колеса:

=ybaaw;(14)

где yba=0,4 - коэффициент ширины венца;=0,4×180=72 мм.

Ширина шестерни:

=b2+5;=72+5=77 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ybd=;(15)

.

Окружная скорость колес:

(16)

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

Принимаем значения коэффициентов: [1, с.39-40]:

b=1 ; KHV=1,09; KНa=1.

Определяем коэффициент нагрузки:

=KHbKHVKHa;

КН=1×1×1,09 =1,09.

Проверяем контактные напряжения:

;(17)

Условие sH<[sH] выполнено: 368 < 467 МПа, следовательно, считаем, что контактная прочность передачи обеспечена.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

=(18)

Радиальная

(19)

Осевая=Fttgb;(20)=3533×0,2981 =1053 H.

Значение предела выносливости при нулевом цикле изгиба:

для шестерни

sFlimb1=1,8HB1;

sFlimb1=1,8×260=468 МПа;

для колеса

sFlimb2=1,8HB2;

sFlimb2=1,8×240=432 МПа.

Коэффициент безопасности:

[SF]=[SF]' [SF]'';

где [SF]'=1,75; [SF]''=1 [1, c.44];

[SF]=1,75×1=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

;(21)

для колеса

;(22)

Эквивалентное число зубьев:

Шестерни

(23)

Колеса

(24)

Коэффициент, учитывающий форму зуба [1, с.42]:=3,8; YF2=3,6.

Находим отношение:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1, c.43]:b=1,10.

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [1, c.43]:=1,3.

Коэффициент нагрузки:=KFbKFV;

КF=1,1×1,3=1,43.

Определяем коэффициенты:b=1-b/1400;b=1-16,60/1400=0,88;a=0,92.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

;(25)

Условие sF<[sF]2 выполнено, 82<206 МПа.

. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал-шестерня:

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при допускаемом напряжении [t]k=25 МПа:

Принимаем

Диаметр подшипниковых шеек

Принимаем dп1=45 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца ведомого вала по расчету на кручение:

Принимаем

Диаметр подшипниковых шеек:

Принимаем

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Принимаем

. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Диаметр ступицы колеса:ст=1,2dк2=1,2×70=84 мм.

Длина ступицы колеса:

ст2=(1,2¸1,5) dк2=(1,2¸1,5) 70=84¸105 мм.

Принимаем Lст2=90 мм.

Толщина обода:

d0=(2,5¸4)mn=(2,5¸4)×2,5=6,25¸10 мм;

принимаем d0=10 мм.

Толщина диска:

С=0,3b2=0,3×72=21,6 мм.

Принимаем C=22 мм.

. Размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса:

d=0,025аw+1;

d=0,025×180+1=5,5 мм.

Принимаем d=8 мм.

Толщина стенок крышки:

d1=0,02aw+1;

d1=0,02×180+1=4,6 мм.

Принимаем d1=8 мм.

Толщина фланцев:

верхнего пояса корпусаb=1,5d=1,5×8=12 мм;

пояса крышкиb1=1,5d1=1,5×8=12 мм;

нижнего пояса корпусар=2,35d=2,35×8=19 мм;

принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных

=(0,03¸0,036)aw+12;=17,4¸18,48 мм.

Принимаем болты с резьбой М20.

=(0,7¸0,75)d1=14¸15 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Соединяющих крышку с корпусом

=(0,5¸0,6)d1=10¸12 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой шестерни:=75 мм.

Расстояние между серединой подшипника и серединой шкива:=91 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости

у= R2y= Ft / 2= 3533 / 2 = 1766, 5 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Мxш= R1y×l1= 1766,5×0,75=1325 Н×м;

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка: -Fr - R1x+R2x-FВ = - 1353 - 998,85 + 5344,85 - 2993=0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М уп справа = FB×l2 =2993×0,091 = 272,36 Н×м.

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с шкива ременной передачи на шестерню редуктора:

Мкр=Т1=106 Н×м.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 209 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=45 мм; D=85 мм; В=19 мм; С=33,2 кН. [1, c.394]

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

=1; Ks=1,3; KT=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры:

Рэ=V Pr2 Ks KT;(43)

Рэ=1×5629×1,3×1=7317,7 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника:

(44)

(45)

Условие Lh=2500 часов <Lh1=4483 часов выполнено, подшипник пригоден.

Ведомый вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса:

=77 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Мxк=R3y×l3=1766,5×0,77=1360,2 Н×м.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка: Fr-R3x+R4x=1647 - 1783 + 136 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с зубчатого колеса редуктора на муфту:

Мкр=Т2=489 Н×м.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 213 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=65 мм; D=120 мм; В=23 мм; С=56,0 кН. [1, c.394]

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

=1; Ks=1,3; KT=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры по формуле (43):

Рэ=1×1974×1,3×1=2566,2 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника по формулам (44) и (45):

Условие Lh=20000 часов <Lh1=249318,68 часов выполнено, подшипник пригоден.

. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемым [S].

Ведущий вал

Материал вала-шестерни - Сталь 45 , нормализованная,

sВ=570 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:

s-1=0,43sВ=0,43×570 =245 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений:

t-1=0,58×245 =142 МПа.

Сечение под шкивом.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т1=106 Н×м.

Момент сопротивления кручения нетто сечения вала:

(46)

Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:

(47)

Находим значения коэффициентов [1, с.165-166]:

Кt=1,6; et=0,8; y=0,1.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(48)

Следовательно, прочность вала обеспечена.

Ведомый вал

Материал вала - Сталь 45, нормализованная, sВ=570 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:

s-1=0,43sВ=0,43×570=245 МПа;

при симметричном цикле касательных напряжений:

t-1=0,58s-1=0,58×245=142 МПа.

Сечение под муфтой. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т2=498 Н×м.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала:

Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:

Находим значения коэффициентов:t=1,5; et=0,8; yt=0,1.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(51)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

(52)

. Выбор муфты

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП, которая соединяет ведомый вал редуктора с валом барабана конвейера.

Ведомый вал

Определяем расчетный крутящий момент [1, с.278]:

где КР=1,5 - коэффициент, учитывающий условия работы [1, с.272].

МУВП 700-60-1.1У3 ГОСТ

Определяем диаметр вала под муфту d, мм:

где- допускаемое напряжение на кручение,

По ГОСТу 12080-66 принимаем

По значениям расчетного вращающего момента  и диаметра посадочного отверстия  выбираем муфту:

Муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП 1000-60-l. 1-УЗ ГОСТу 21424-75.

Определяем наибольшее напряжение изгиба в опасном сечении пальца , МПа:

где - расчетный момент, Н·м;

- диаметр окружности, на которой расположены пальцы,

 мм;

 - число пальцев,

- длина пальца, ;

- диаметр пальца,

- допускаемое напряжение на изгиб для пальцев,

 МПа.

Условие прочности пальца по напряжениям изгиба выполняется.

Определяем наибольшее напряжение на смятие резиновых втулок , МПа:

где- длина втулки,

- допускаемое напряжение на смятие резины,

Условие прочности втулки на смятие выполняется.

. Расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений по ГОСТ 23369-78.

Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

Ведущий вал

При диаметре шейки вала d=40 мм выбираем шпонку сечением b=12 мм, h=8 мм, глубина паза t1=5 мм. Принимаем длину шпонки L=70 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении [s]см=110...120 МПа [1, с.170]:

(55)

Условие sсм£[s]см выполнено.

Ведомый вал

Проверяем шпоночное соединение вала с муфтой, т.к. в этом месте диаметр вала минимальный.

При диаметре шейки вала d=60 мм выбираем шпонку сечением b=18 мм, h=10 мм, глубина паза t1=7 мм. Принимаем длину шпонки L=80 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении [s]см=110...120 МПа:

Условие sсм£[s]см выполнено.

При диаметре шейки вала d=80 мм выбираем шпонку сечением b=22 мм, h=14 мм, глубина паза t1=9 мм. Принимаем длину шпонки L=80 мм.

Условие sсм£[s]см выполнено.

. Выбор сорта масла

По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sН=368 МПа, скорость V=6,3 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 28×10-6м2/с. По таблице 10.10 принимаем масло И-30А.

. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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 на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Используемая литература

Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.- М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.

Детали машин: Атлас конструкций. В 2 ч. Ч. 1. - М.: Машиностроение, 1992.- 352 с.

Приложение