Проектирование ленточного конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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: 10 000ч.

Схема привода приведены на рисунке 1.

Рисунок 1-Схема привода

Необходимо разработать:

1. Сборочный чертеж редуктора.

2. Чертеж общего вида привода.

3. 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: 10 000ч.

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

5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

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

5.2 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

6.1 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:

6.2 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;

;

;

;

1. 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)

2. 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)

;

3. Строим эпюру крутящих моментов,:

; (7. 17)

;

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

; (7. 18)

;

; (7. 19)

Для быстроходного вала:

Дано: Н;

Н;

Н;

Н;

;

;

.

1. 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)

2. 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)

;

3. Строим эпюру крутящих моментов,:

; (7. 33)

.

4. 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

3 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 20 799–95. В качестве пластичной смазки используется Литол-24

ГОСТ 21 150–87

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

1. 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

3. Кудрявцев В. Н. Детали машин. — Л.: Машиностроение, 1980

4. Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1989

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

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

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

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой