
Министерство
образования и науки,
молодежи и спорта Украины
Сумский государственный университет
Кафедра сопротивления материалов и машиноведения
Привод ленточного конвейера
Пояснительная записка к курсовому проекту
по деталям машин и ПТМ
ПЛК 13. 70.00.00 ПЗ
Студент Москаленко О.О.
Группа ТМ-01
Проверил Стрелец В.В.
2013 Г.
Содержание 1Техническое задание на проектирование. 3
2 Кинематический расчет привода. 3
3.Расчет зубчатых колес редуктор 6
4.Рассчет клиноременной передачи. 10
5.Предваритеьный расчёт валов редуктора 12 6. Определение конс………………………………11 7. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи с прямыми зубам…12 8.Расчет шпоночных соединений…………………………………………..15 9.Проверка долговечности подшипников на тихоходном валу (эпюры изгибающих и вращающего моментов строятся только для выходного вала редуктора)………………………………………………………………………16 10.Проверка долговечности подшипников на ведомом валу………………19 11.Уточненный расчет одного сечения выходного вала редуктора……21 12. Выбор сорта масла
13. Сборка редуктора…………………………….……………………………..22 14.Список литературы…………………………………………………………24
1 Техническое
задание на проектирование
Спроектировать привод ленточного конвейера :
Дано:D=0.3м
; F=
8кН ; V=1м/с
2.
Кинематический расчет привода
1.
Определяем КПД привода :
2.
Определяем момент на валу барабана:
3.
Определяем мощность электродвигателя
:
Выбираем
электродвигатель (по ГОСТ 19523-81)-
асинхронный серии А4 132М6, закрытый
обдуваемый
4 Определяем
угловую скорость барабана :
5.Определяем
частоту вращения барабана :
6.Определям
передаточное число привода:
- передаточное число открытой зубчатой
передачи
7.
Определяем основные параметры валов
:
Вал 1
Вал 2
Вал
3
Вал
4
|
Частота
вращения ,
|
Угловая
скорость,
|
Мощность,
|
Момент
вращения ,
|
Передаточное число, U | ||
Вал 1 |
973 |
101,8 |
8,96 |
88,015 |
1 |
|
|
Вал 2 |
973 |
101,8 |
8,8 |
86,44 |
5 |
| |
Вал 3 |
194,6 |
20,36 |
8,38 |
411,59 |
|
3,05 | |
Вал 4 |
63,76 |
6,67 |
7,98 |
1196,4 |
|
|
3.Расчет зубчатых
колес редуктор
1.
Принимаем для шестеренки сталь 40Х
улучшиную с твердостью НВ 270; для колеса
сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ
245
допускаемые контактные напряжения
:
2.
Определяем величины делителительный
диаметр колеса:
По ГОСТ 1289-76 принимаем ближайшое
стандартный размер
400
мм
3. Принимаем число зубьев шестерни
Число
зубьев колеса
Тогда
:
Отклонения
от заданного :
4.
Внешний окружный модуль:
Уточняем
значение :
5.
Углы внешних делительных конусов :
6.
Внешнее конусное расстояние
:
7.
Определяем длину зуба :
Принимаемb=
58 мм
8. Опредиляем делителительный
диаметр шестерни:
9.
Средний делительный диаметр шестерни
10.
Внешние диаметры шестерни и колеса (по
вершине зубьев):
11.
Средний окружный модуль
12.
Коэффициент ширины шестерни по среднему
диаметру
13.
Средняя окружная скорость колеса:
14.
Для проверки контактных напряжений
определяем коэффициент нагрузки:
При
консольном расположении колес и твердости
НВ< 350коєффициент,
учитывается
распределением нагрузки по длине зуба
.
Коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки
между прямими зубьями,
Коэффициент,
учитывающий динамическую загрузку в
зацеплении, для прямозубих колес при
м/с
,
Таким
образом :
15.
Проверяем контактне напряжения по
формуле:
Силы
в зацеплении:
окружная
радиальная
для шестерни , равная осевой для колеса
,
17.
Проверка зубьев на выносливость по
напряжениям изгиба
.
Коэффициент
нагрузки
.При
, консольное расположение колес, валах
на роликовых подшипниках и твердости
НВ
значение
При твердости НВ
,
скорости
=
и 7-й степени точности
.
Итак,
.
-коэффициент
формы зуба
выбираем в зависимости от эквивалентныхчисел
зубьев:
При
этом
и
.Допускаемые
напряжение при проверке зубьев на
выносливость по напряжениям изгиба
.
Для стали 40Х улучшенной при твердости
НВ
,
Для
шестерни
Для
колеса
Коэффициент
запаса прочности
.
для
поковок и штамповок
=1.
Таким образом ,
Допускаемые
напряжения при расчете зубьев на
выносливость:
для шестерни
для
колеса
.
Для
шестерни отношение
;
для
колеса
Дальнейший
расчет ведем для зубьев колеса , так как
полученое отношение для него
меньше.
Проверяем зуб колеса:
Величина |
Буквенное значение и размерность |
Численное значение |
Делителительный диаметр колеса |
|
400 |
Число зубьев шестерни |
|
25 |
Число зубьев колеса |
|
125 |
Передаточное число |
|
5 |
Внешний окружный модуль |
|
3,2 |
Углы внешних делительных конусов |
|
10 |
|
79 | |
Внешнее конусное растояние |
|
204 |
Длина зуба |
|
58 |
Делительный диаметр шестерни |
|
86,28 |
Средний делительный диаметр шестерни |
|
60.86 |
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершине зубьев) |
|
86,28 |
|
401.13 | |
Средний окружной модуль |
|
2,43 |
Средняя окружная скорость колеса |
V ,м/с |
3.1 |
Силы в зацеплении |
|
2840 |
Радиальная сила для шестерни и осевая сила для колеса |
|
182 |
Осевая сила для шестерни и радиальная для колеса |
|
179 |
Коэффициент формы зуба шестерни |
|
3.90 |
Коэффициент формы зуба колеса |
|
3.6 |
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость для шестерни |
|
280 |
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость для колеса |
|
250 |
Нагрузка на выносливость зубьев при изгибе |
|
105 |
4. Расчет клиноременной
передачи
Исходные
даные для расчета
= 8,38кВт;n
= 95 об/мин частота вращения ведущего
шкива. Передаточное число u
= 3.05 скльжение ремня
= 0.015
Вращающий момент
Т=
=
=
411, 59
Н
м
Диаметр меньшего шкива
Диаметр шкива для ремня сечения Б недолжен быть меньше 125 мм
Согласно
табл 78 Чернавский
Диаметр ведомого шкива
)
= 3.05
224
Принимаем
мм
Уточняем передаточное отношение
=
= 3.22
При этом угловая скорость будет
=
= 6,32 рад/с
Расхождение
с тем, что было получено при первоначальном
расчете 5,2
что допустимо следовательно окончательно
принимаем диаметры шкивов
Межосевое
расстояние
следует принимать в интервале
(
+
+
=
0,55 (224+ 710)+ 10.5 = 524 мм
(
+
= 934 мм
Где
=
10,5 высота сечения ремня
Принимаем
близкое значение
Расчетная длина ремня
L
= 2+ 0,5
(
+
+
= 2
=
3332 мм.
Ближайшое значение L = 3550 мм
Уточняем
значение межосевого расстояния
с учетом стандартной длины ремняL
= 0.25 ((L-
W)
+
),
гдеW
= 0.5
Y
=
=23,6
= 1013 мм;
При
монтеже передачи необходимо обеспечить
возможно уменьшения межосевого растояния
на 0.01 L=
0.013550 =36 мм, для обеспечения надевания
ремней на шкивы и возможность увеличить
его на 0.025L
= 89 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива
=
180
- 57
= 153
Коэффициент
работы учитывающий условия эксплуатации
передачи по( табл 7.10 Чернавский) для
привода к ленточному конвееру при
односменной работе
= 1,0.
Коэффициент
учитывающий влияние длины ремня (по
табл. 7.9) для ремня Б при длине L
= 3550 мм
= 0,98
Коэффициент
учитывающий влияние угла обхвата при
=
153
,
= 0,93
Коэффициент
учитывающий число ремней в передаче
будет от 4 до 6 примем
= 0,90
Число ремней в передаче
Z
=
=
= 3
Принимаем 3
Натяжение ветви клинового ремня
=
+
гдеV
= 0,5
= 2,28 м/с
коэфициент
учитывающий влияние центробежных сил
Тогда
=
= 108,8 Н
Давления на валы
= 2
= 4393 H
Ширина
шкивов
=
(z-1)
e
+2f
= 85 мм
5.Предварительный
расчет валов редуктора.
Крутящий
момент в поперечных сечениях ведомого
вала:
Где:
Н
мм
– крутячий момент на ведомом валу;
– допускаемое напряжение на ведомом
валу.
Принимаем
диаметр под подшипник
плд зубчатое колесо
Эскиз вала
Крутящий момент
в поперечных сечениях ведущего
вала:
Где:
Н
мм
– крутячий момент на вед омом валу;
– допускаемое напряжение на ведомом
валу.
Чтобы
ведущий вал редуктора можно было
соединить с помощью МУВП с валом
электродвигателя принимаем
диаметр под подшипник
под шестерню
Эскиз ведущего
вала
6.Определение
конструктивных размеров деталей
Конструктивные
размеры колеса:
Его размеры:
Диаметр
ступицы :
.
Длина
ступицы:
принимаем
Толщина
обода:
принимаем
Толщина
диска
принимаем
,
принемаем
=60
мм.
7.
Конструктивные размеры корпуса
редуктора
Толщина
стенок корпуса и крышки:
;
принимаем
;
;
принимаем
.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
;
;
нижнего пояса корпуса:
;
принимаем
.
Диаметр болтов:
а)
фундаментных;
принимаем болты с резьбой М24 как наиболее распространенные.
б) крепящих крышку к корпусу у подшипников
;
принимаем болты с резьбой М16.
в) соединяющих крышку с корпусом
;
принимаем болты с резьбой М12.
8. Расчет открытой
цилиндрической зубчатой передачи с
прямыми зубами.
Определяем
число зубьев.
Для шестерни принимаем
=25,тогда
для
Для
шестерни выбираем материал 40Х,
термообработка –улучшенная , твердость
НВ 290.
Для колеса выбираем материал
40Х, термообработка –улучшенная, твердость
260 НВ.
Допускаемые напряжения
изгибающей прочности:
где,
,
для
шестерни
=1,08
290
= 313,2 МПа ,
для колеса
Коэффициент
безопасности
=1,75
=1
Допускаемые
напряжения для шестерни:
Допускаемые
напряжения для колеса:
.
Расчет
следует вести для того зубчатого колеса
для которого отношение
меньше .
Где,
коэффициент учитывающий форму зуба
(по ГОСТ 21354-75)
=3,9
=3,6
Для
шестерни отношение:
Для
колеса отношение:
Так
как
дальнейший расчет ведем для
колеса.
Определяем модуль
передачи:
=1,05
- коэффициент напряжения распределенной
нагрузки;
-
коэффициент для семетричного расположения
колес;
=14
– модульный коэффициент;
принимаем
.
Определяем
диаметры зубчатых колес:
Определяем
длину зубьев:
Рассчитываем
силу действующую в зацепление:
Рассчитываем
радиальную нагрузку:
Прверка
зубьев на прочность:
Где:
Название параметра |
Обозначения параметра |
Размерность параметра |
Значение параметра |
Число зубьев шестерни |
|
|
25 |
Число зубьев колеса |
|
|
76 |
Модуль |
|
мм |
4 |
Делительный диаметр шестерни |
|
мм |
100 |
Делительный диаметр колеса |
|
мм |
304 |
Диаметр вершины зубьев шестерни |
|
мм |
105 |
Диаметр вершины зубьев колеса |
|
мм |
310 |
Диаметр западин шестерни |
|
мм |
90 |
Диаметр западин колеса |
|
мм |
295 |
Длина зубьев шестерни |
|
мм |
45 |
Длина зубьев колеса |
|
мм |
40 |
9. Расчет шпоночных
соединений
Для
вала
b
x
h
= 18 x
11 мм
=7
мм;
Принимаем
Для
вала
b
x
h
= 14 x
9 мм
=5,5
мм;
Принимаем
Для
вала
b
x
h
= 12 x
8 мм
=5
мм;
Принимаем
10.Расчет подшипников на долговечность и построение эпюр