Спроектировать привод ленточного конвейера

Задание 1/3

Спроектировать привод ленточного конвейера

1. Электродвигатель.

2. Муфта.

3. Одноступенчатый цилиндрический редуктор.

4. Привод ленточный конвейер.

Р_вых, кВт 5

n _в _ых мин-¹150

Редуктор цилиндрический прямозубый

Ременная передача клиновым ремнем

Муфта упр

Срок службы в годах при 2-х сменной работе 7

Содержание проекта

1.Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.Расчет редуктора

3.Расчет клиноременной передачи

4.Проектный расчет валов

5.Эскизная компоновка редуктора

6.Проверочные расчеты

7.Разработка рабочей документации проекта

Дата выдачи задания___ Срок окончания работы ____

Подпись руководителя проекта___________

Реферат

Курсовая работа по проектированию привода ленточногоконвейера включает в себя: пояснительную записку и сборочный чертеж. Расчет, подтверждающий работоспособность привода, занял 59 страниц с использованием 118 формул, 8 таблиц и 9 рисунков. Сборочный чертеж выполнен на формате А1. Спецификация к чертежу состоит из четырех разделов: документация, сборочные единицы, детали, стандартные изделия. Для выполнения расчетов использовалось 4 библиографических источников.

Лист

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

КР.М.000000.013.ПЗ

Введение

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование – это разработка общей конструкции изделия. Конструирование – это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Правила проектирования, и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики. Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта. Рабочая документация – заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров.

В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

Лист

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

КР.М.000000.013.ПЗ

Листов

Лит

СибГТУ гр. 62-3

Разработал Исаенко Д.Г.

Проверил Рогова Е.А.

Утв.

Привод ленточного конвейера

Содержание

Введение………………………………………………………………..........5

I Назначение и область применения разрабатываемого изделия……….6

II Техническая характеристика……………………………………………..7

III Описание и обоснование выбранной конструкции……………………8

IV Расчеты, подтверждающие работоспособность изделия…………….9

1 Кинематический расчет привода…………………………………………9

2 Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи……………13

3 Расчет клиноременной передачи……………………………………….23

4 Ориентировочный расчет валов………………………………………..27

5 Конструктивное оформление зубчатых колес………………………..31

6 Конструирование корпуса и крышки редуктора……………………..33

7 Предварительный подбор подшипников……………………………...35

8 Эскизная компоновка редуктора……………………………………….36

9 Проверочный расчет валов………………………………………………37

10 Проверка подшипников на долговечность……………………….....41

11 Подбор и проверка шпонок…………………………………………..44

12 Уточненный расчет вала на прочность………………………………46

13 Смазка зубчатого зацепления и подшипников…………..….………50

14 Сборка редуктора…………………………………………………..…51

15 Эксплуатация привода…………………………………………………52

16 Техника безопасности………………………………………………….53

Заключение…….………………………………………………………..…54

Библиографический список…..…………………………………………..55

Лист

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

КР.М.000000.013.ПЗ

I Назначение и область применения проектируемого привода

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, называется приводом.

Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Под передачами понимают механизмы, служащие для передачи механической энергии на расстоянии, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Основными функциями передаточных механизмов являются: передача и преобразование движения, изменение с различными исполнительными органами данной машины, пуск, остановка и реверсирование движения.

Эти функции должны выполняться безотказно с заданными степенью точности и производительностью в течение определенного промежутка времени. При этом механизм должен иметь минимальные габариты, быть экономичным и безопасным в эксплуатации. Данный прибор ленточного конвейера цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора.

Редукторами называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенных в отдельный корпус и предназначенных для понижения угловой скорости выходного вала. В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (чисто ступней), редукторы общего назначения бывают одно-, двух-, и трехступенчатыми.

По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, пересекающимися и перекрывающимися осями входного и выходного валов.

Устройства, предназначенные для соединения валов и передачи вращающего момента без изменения его направления, называются муфтами.

Наряду с кинематической и силовой связью отдельных частей машины, муфты выполняют ряд других функций: обеспечение работы соединяемых валов при смещениях, обусловленных неточностями монтажа или деформации деталей; улучшение динамических характеристик привода, т.е. смягчение при работе толчков и ударов; регулирование передаваемого момента в зависимости от угловой скорости.

Лист

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

КР.М.000000.013.ПЗ

II Техническая характеристика

Двигатель

Асинхронный, трехфазного тока, тип 4АМ112М4УЗ, исполнение закрытое обдуваемое, мощность- 15кВт, частота вращения вала –1445 мин ^-1, диаметр выходного конца вала 40 мм.

Редуктор

Одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый, межосевое расстояние 160 мм, передаточное число подшипники – радиальные однорядные.

Открытая передача

Цилиндрическая прямозубая передача, межосевое расстояние передачи-160 мм., передаточное число U=4

Лист

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

КР.М.000000.013.ПЗ

III Описание и обоснование выбранной конструкции

Согласно заданию, полученному для расчета, привод включает в себя цилиндрический прямозубый редуктор.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Зубчатые колеса – прямозубые, редуктор – горизонтальный. Валы редуктора монтируются на подшипниках качения.

Лист

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

КР.М.000000.013.ПЗ

IV Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

Схема привода

1. Электродвигатель.

2. Муфта.

3. Одноступенчатый цилиндрический редуктор.

4. Привод ленточного конвейера.

Рисунок 1.1-Схема привода

Условия расчета

Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условий: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.

P_треб≤ P_вых(1.1)

Допускаемое отклонение:

Р_треб Р_дв на 5 % (1.2)

Р_треб Р_дв до 10% (1.3)

Расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машин и его привода.

Схема передачи

1. Шестерня.

2. Колесо

Рисунок 2.1-Схема передачи

Задачи расчета

- выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

- определение геометрических параметров передачи;

- определение сил в зацеплении;

- выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности.

Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Силовые и кинематические параметры редуктора

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения	Угловая скорость	Вращающий момент Т, Нм
	5, 2	361, 3
				312, 5

Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

, (2.1)

где и - соответственно расчетные контактные и изгибные напряжений проектируемой передачи;

и - соответственно допускаемые контактное и изгибное напряжения материалов колес.

Допускаемая недогрузка передачи - не более 10% и перегрузка

до 5%. (2.2)

(2.3)

Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂

НВ₁= НВ₂+(20-50) (2.4)

Уточняем передаточное число

U_фак= (2.15)

U_фак=113/47=2, 404

Рисунок 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления

Вращающий момент

Т = (3.1)

Т=36, 4Нм

где Р = 5, 5 кВт

Диаметр меньшего шкива

Определяем диаметр меньшего шкива по формуле (3.2)

d₁ = (3÷ 4) (3.2)

d₁=(99, 6÷ 132, 8)мм

(Согласно таблице 7.8[2]) с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем d₁= 125 мм.

Диаметр большего шкива

d₂ =i_p d₁(1 - ε ) (3.3)

d₂= 4 125(1 – 0, 015) = 493мм

Принимаем d₂= 500 мм

Межосевое расстояние

Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале

а_min = 0, 55 ( d₁+ d₂) + Т₀(3.6)

а_min = 0, 55 (125+500)+10, 5=354мм

а_m_ах= d₁+ d₂(3.7)

а_m_ах= 125+500=625 мм

где Т₀ = 10, 5 мм (высота сечения ремня по табл. 7.7[2]), принимаем предварительно близкое значение а_max=а_р = 625 мм.

Расчетная длина ремня

L = 2a_p + 0, 5π (d₁+ d₂) + (3.8)

L= 2 +0, 5 3, 14(125+500)+56, 25=2287, 5

Ближайшее значение по стандарту L = 2240мм

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня L

a_p = 0, 25[(L - w) + ] (3.9)

где w = 0, 5π (d₁+ d₂) = 981, 25мм

у = (d₂– d₁)²= 132²=140625

a_p = 0, 25[2240-981, 25 + =600, 1мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0, 01L = 22, 4мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его 0, 025L = 56мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива

α ₁= 180⁰ – 57 (3.10)

α ₁= 144, 4⁰

3.9 Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи

С_р =1, 0

Число ремней в передаче

z= (3.11)

где Р₀ – мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8 [2]); для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d₁ = 125мм и i ≥ 3 мощность Р₀= 1, 95(то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 2240 учитывается коэффициентом С_L);

z = (5, 5 1) /(5, 5 1 0, 89 0, 9)≈ 4, 0

принимаем z = 4.

Давление на валы

Давление на валы определяем по формуле

F_B = 2 F₀ z sin (3.13)

F_B = 2 154, 5 4 0, 95=1174, 2 Н

Ширина шкивов

В_ш = (z - 1)e + 2f (3.14)

В_ш = (4-1) 19+4 12, 5=107 мм

Задача расчета

Определить диаметры выходных концов валов, диаметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.

Данные для расчета

Вращающий момент на ведущем валу Т₂=137Нм;

на ведомом валу Т₃=312, 5Нм;

Условия расчета

Расчет ведем по допускаемым напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем их понижением.

Расчет валов

Ведущий вал

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:

(4.1)

Полученные значения увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

Диаметр вала под подшипником:

(4.2)

=33+7=40 мм

Диаметр буртика для упора подшипника:

(4.3)

Ведомый вал

Определяем диаметр выходного конца вала:

(4.4)

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под колесом: (4.6)

Диаметр буртика для упора колеса: (4.7)

Рисунок 4.1 – Ведущий вал – шестерня

Рисунок 4.2 – Ведомый вал

5 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Рисунок 5.1-Зубчатое колесо

Определяем размер ступицы:

диаметр ступицы: d_ст=1, 6∙ d_к (5.1)

d_ст=1, 6∙ 55=88мм

принимаем: d_ст=105мм

длина ступицы: l_ст=(1, 0 ÷ 1, 2)b₂ (5.2)

l_c_т=40÷ 48

принимаем l_c_т=50мм

Толщина обода колеса: δ =4∙ m (5.3)

δ =8мм

Толщина диска колес: с=0, 3∙ b₂ (5.4)

c= 0, 3∙ 40=12мм

Диаметр центровой окружности облегчающих отверстий в диске:

D=0, 5(d_об-d_ст)+ d_ст(5.5)

D=58, 5мм

Диаметр обода колеса:

d_об=d_f₂-2 -d_ст (5.6)

d_об=205мм

Диаметр облегчающих отверстий в диске:

d_отв=0, 25(d_об-d_ст) (5.7)

d_отв=29, 3мм

принимаем 4 отверстия с диаметром d_отв=30мм

Предварительный подбор подшипников

Задача расчета

Подобрать подшипники качения для ведущего и ведомого валов цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.

Данные для расчета

Диаметры валов под подшипники: ведущего ведомого угловые скорости , частота вращения

Силе в полюсе замещения: окружная F_t=2765, 5Н; радиальная F_r=1006, 6Н. Нагрузка нереверсивная, спокойная.

Условия расчета

На первом этапе подшипники выбираем по диаметру вала, характеру нагрузки, частоте вращения вала, по условиям работы.

Подбор подшипников

Выбор типа подшипника зависит от целого ряда факторов, которые приведены в данных для расчета. Пользуясь рекомендациями, приведенными в таблице, принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 308 для ведущего вала и легкой серии 210 для ведомого вала. (Параметры подшипников приведены в таблице 7.1[2]).

Таблица 7.1-Характеристика подшипников

Обозначение	d, мм	D, мм	В, мм	С, кН	С₀, кН
				31, 9	22, 7
				27, 5	20, 2

где d - внутренний диаметр подшипника;

D – наружный диаметр подшипника;

В – ширина подшипника;

С – динамическая грузоподъемность;

С₀ – статистическая грузоподъемность

Проверочный расчет валов

Задача расчета

Определить диаметры валов в опасном сечении

Данные для расчета

Они приведены в таблице

Таблица 9.1 – Расчетные данные

Параметр	Шестерня	Колесо
F_t, H	2765, 5
F_r, H	1006, 6
T, Hм		312, 5
ω, c^-1

Условия расчета

Пользуясь 3-й или 4-й теорией прочности, определить диаметры валов в опасном сечении, учитывая совместное действие изгиба и кручения

Расчет ведомого вала

Задача расчета

1. Определить эквивалентную динамическую нагрузку;

2. Проверить подшипники на динамическую грузоподъемность;

3. Определить расчетную долговечность подшипника.

Данные для расчета

Частота вращения колец подшипника: n₃= 150 мин^-1.

Силы в полюсе зацепления: окружная F_t=2765, 5 Н;

радиальная F_r=1006, 6 Н.

Условие расчета

Проверочный расчет подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность определяется по условиям:

С_р С

L_10h L_h (10.1)

Где С_р – расчетная динамичность грузоподъемность, Н;

С – базовая динамическая грузоподъемность, Н;

L_10h – расчетная долговечность, ч;

L_h – требуемая долговечность, ч.

Требуемая долговечность L_h подшипника предусмотрена ГОСТ

16162-93 и составляет для зубчатых редукторов L_h> 1000 ч.

Подбор и проверка шпонок

Схема шпоночного соединения

Рисунок 11.1- Схема шпоночного соединения

Задача расчета

Подобрать шпонки и проверить их на смятие.

Условие расчета

Подобранные шпонки должны удовлетворять условию

σ _см ≤ [σ ]_см (11.1)

Допускаемые напряжения при стальной ступице и спокойной нагрузке

[σ ]_см=110…190 Н/мм

Подбор и проверка шпонок

Проверке подлежат одна шпонка ведущего вала – под шкивом ременной передачи, и две – ведомого вала – под зубчатым колесом.

Размеры шпонок b х h подбираем по таблице, а рабочую длину шпонки l_p замеряем с чертежа эскизной компоновки редуктора.

Таблица 11.1 – Размеры шпонок (ГОСТ 23360-78)

Вал	Диаметр вала, мм	Сечение шпонки, мм	Глубина паза, мм	Рабочая длина шпонки, мм
d	b	h	t₁	t₂
				5.0	3.3
				5.5	3.8
				5.0	3.3

Проверяем условие прочности по формуле:

(11.2)

где d – соответствующий диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

l_р - рабочая длина шпонки, замеряется с эскизной компоновки.

Н/мм

Условие прочности шпоночных соединений на смятие выполняется.

Задача расчета

Определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми.

Данные для расчета

Вращающий момент Т₃ = 312, 5 Нм

Условие расчета

Расчетный коэффициент запаса прочности должен быть больше допускаемого n > [n].

[n] = 1.3…1.5 – при высокой достоверности расчета;

[n] = 1.6….2.1 – при менее точной расчетной схеме.

Расчет вала

Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте и моменте кручения.

В нашем случаи опасным сечением является место посадки зубчатого колеса на ведомом валу, а источник концентрации напряжений – шпоночная канавка. Диаметр вала в этом сечении d= 54 мм.

Материал для вала сталь 45 улучшенная, σ _в = 660 Н/мм².

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле

[n]

(12.1)

где n_σ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

[n] = 1.3…1.5 – при высокой достоверности расчета;

[n] = 1.6….2.1 – при менее точной расчетной схеме.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяется по формулам:

n_σ

(12.2)

(12.3)

где σ _-1, _-1– приделы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения;

– коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

– эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

_а, σ _а – амплитуда напряжений;

_m, σ _m – среднее напряжение;

– коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на величину придела выносливости.

Придел выносливости при изгибе с симметричным циклом переменных напряжений изгиба определяется по формуле

σ _-1 = 0.43 ∙ σ _в

(12.4)

σ _-1 = 0.43∙ 660=284 МПа

Амплитуда напряжения определяется по формуле:

σ _а = σ _u=

(12.5)

где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.

Суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении

(12.6)

= 52, 972 Нм

Осевой момент сопротивления вала

W_нетто =

(12.7)

W_нетто = = 14069, 33 мм³

σ _а = σ _u= 3, 76 МПа

Приделы выносливости при кручении

_-1 = 0, 58∙ σ _-1

(12.8)

_-1 = 0, 58∙ 264 = 165 МПа

Касательное напряжение изменяются по отнулевому циклу.

Амплитуда и среднее напряжение определяются по формуле

_а=

_m=

(12.9)

где W_{p нетто} – полярный момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.

Полярный момент сопротивления определяется по формуле:

W_p _нетто = 0, 2d³ -

(12.10)

W_p _нетто = 0, 2∙ 54³ - мм³

_а= _m= = 5, 24 МПа

Среднее напряжение при симметричном цикле нормальных напряжений

σ _m =

(12.11)

σ _m = = 0 МПа

Значение коэффициентов k_σ, k , _σ, , , и _σпринимаем по таблицам:

k_σ = 1.75; k = 1.6; _σ= = 0.71; = 0.93; = _σ = 0.2

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

n_σ

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности

=6, 795 > [n]

Условия прочности вала на выносливость выполняются.

Смазка зубчатых колес

По способу подвода смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазку.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой. В цилиндрических передачах следует погружать в масло не глубже высоты зуба зубчатого колеса. Рекомендуемый сорт смазочного масла

И-Г-А-45 по ГОСТ 20799-85. Количество масла ориентировано подсчитываться по формуле

(13.1)

где V – объем масла в литрах.

Смазывание подшипников

Так как окружная скорость зубчатых колес υ =1.5 м/с, применяем смазывание подшипников пластичными материалами типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79). Такой способ смазки применяется при окружных скоростях υ < 2 м/с. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла.

Подшипник должен быть закрыт внутренним уплотнением с внутренней стороны подшипникового узла. Уплотнительные устройства применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты от попадания пыли, грязи и влаги.

Для наружного уплотнения применяем манжетные уплотнения, основные размеры которых приведены в таблице 13.1

Таблица 13.1 –Размеры манжетных уплотнителей

d	D	d₁	h₁	h₂

		56, 5		17.5

Сборка редуктора

На сборку поступают детали, соответствующие рабочим чертежам и спецификации.

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

12 3 4 5 6