Курсовая работа: Привод ленточного транспортера

Техническое задание

Рис. 1 - Привод ленточного транспортера

Исходные данные:

Мощность на ведомом валу привода - РВЫХ = 5 кВт;

Частота вращения ведомого вала привода - nВЫХ = 70 об/мин;

Коэффициент годового использования - Кгод = 0,8;

Коэффициент суточного использования - Ксут = 0,35;

Срок службы - Т = 7 лет.

Введение

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин» базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин - математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

по типу передач (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые);

по типу колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические);

по расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

В данной работе проектируется одноступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор с прямозубыми колесами.

Крутящий момент от электродвигателя на ведущий вал передается плоскоременной передачей, от ведомого вала на вал рабочей машины - посредством муфты.

1. Кинематический расчет привода

Определяем срок службы привода. Принимаем сменность привода Lc = 2; длительность смены tc = 8. Ресурс привода определяем по формуле [2, стр. 36]:

Lh = 365 • Т • Кг • Кс • tc • Lc = 365 • 7 • 0,8 • 0,35 • 8 • 2 = 11446 ч (1)

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда срок общий ресурс привода Lh = 9729 ч.

Определяем требуемую мощность рабочей машины [2, стр. 39]:

(2)

где зобщ - коэффициент полезного действия привода, равный произведению частных КПД [2, стр. 39]:

(3)

Частные КПД выбираем по таблице 2.2 [2, стр. 40]:

0,96 - КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи;

0,95 - КПД ременной передачи;

0,99 - КПД пары подшипников качения;

0,99 - КПД муфты.

Полученные частные КПД подставим в формулу и получим общее КПД привода:

Принимаем по ГОСТ 19532-81 [1, стр. 390] электродвигатель серии 4А132М6 мощностью Рдв = 7,5 кВт, частотой вращения nДВ = 968 об/мин.

Определяем передаточное число привода [2, стр. 41]:

= = 13,83 (4)

Принимаем по СТ СЭВ 221-75 [2, стр. 43] передаточное число редуктора uр = 3,15, тогда передаточное число открытой передачи:

= (5)

Полученное значение согласуется с рекомендованным [2, стр. 43].

Определяем силовые и кинематические параметры привода по формулам [2, стр. 45-46]:

Частота вращения:

nДВ = 968 об/мин (6)

n1 = nДВ = 968 об/мин (7)

n2 = = = 220 об/мин (8)

nРМ = = = 70 об/мин (9)

Угловая скорость:

101,3 рад/с (10)

23,0 рад/с (11)

= 7,3 рад/с (12)

Вращающий момент:

Тдв = = = 74 Нм (13)

T1 = Тдв · uОП · зОП · зПО = 74 • 4,4 · 0,95 · 0,99 = 306 Нм (14)

І = 306 · 3,15 · 0,96 · 0,99І = 907 Нм (15)

TРМ = T2 • зм • 907 • 0,99 • 0,99 = 907 · 0,99 · 0,99 = 889 Нм (16)

Таблица 1 - Результаты кинематического расчета привода

2. Проектирование и расчет передач редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

Принимаем сталь 45 [2, стр. 53] со следующими характеристиками:

Таблица 2 - Характеристика механических свойств стали

Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса KHL = 1 [2, стр. 55]. По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 55] определяем допускаемые контактные напряжения:

[у]H1 = KHL · 1,8 • 250 + 67 = 517 МПа (17)

[у]H2 = KHL · 1,8 • 230 + 67 = 481 МПа (18)

Расчет для передач с прямыми зубьями при разности прочности НВ1-НВ2 = 20…50 ведется по наименьшему значению, т.е. по [у]H2 = 481 МПа. Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса KFL = 1 [2, стр. 56]. По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 56] определяем допускаемые напряжения на изгибную прочность:

[у]F1 = KFL • 1,03 · НВ1 = 1 • 1,03 · 250 = 258 МПа (19)

[у]F2 = KFL • 1,03 · НВ2 = 1 • 1,03 · 230 = 237 МПа (20)

2.2 Определение предварительных размеров зубчатых колес

Определяем главный параметр - межосевое расстояние [2, стр. 61]:

(21)

где Ка - вспомогательный коэффициент; Ка = 49,5 - для прямозубых передач [2, стр. 61];

KHв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем для приработавшихся колес KHв = 1 [2, стр. 61];

шa - коэффициент ширины зубчатого венца, принимаемый в пределах 0,28…0,36 для симметрично расположенных закрытых цилиндрических передач. Принимаем шa = 0,4 [2, стр. 61].

= 205 мм

Принимаем по табл. 4.1 aw = 200 мм [2, стр. 60].

Определяем модуль зацепления:

m ? (22)

где Km - вспомогательный коэффициент, равный 6,8 [2, стр. 62];

d2 - делительный диаметр колеса [2, стр. 61]:

d2 = = = 304,0 мм (23)

b2 - ширина колеса [2, стр. 62]:

b2 ? ша · aw = 0,4 • 200 = 88 мм (24)

m = = 1,95

Принимаем по стандартному ряду m = 4 мм.

Определяем суммарное количество зубьев [2, стр. 60]:

100 (25)

Число зубьев шестерни определяем по формуле [2, стр. 60]:

(26)

Число зубьев колеса [2, стр. 60]:

(27)

Вычисляем фактическое передаточное отношение [2, стр. 60]:

(28)

Определяем отклонение от принятого [2, стр. 60]:

? 4% (29)

Проверяем фактическое межосевое расстояние:

мм (30)

Определяем основные геометрические параметры передачи [2, стр. 60-61]:

Для шестерни:

Диаметр делительный

мм (31)

Диаметр вершин зубьев

мм (32)

Диаметр впадин зубьев

мм (33)

Ширина венца

Ошибка! Закладка не определена. мм (34)

Для колеса:

Диаметр вершин зубьев

мм (35)

Диаметр впадин зубьев

мм (36)

Рисунок 1 - Геометрические параметры типовой цилиндрической передачи

2.3 Определение усилий в зацеплении

Определяем силы в полосе зацепления зубчатых колес [2, стр. 97]:

Окружная сила:

(37)

Радиальная сила:

Ошибка! Закладка не определена. (38)

Осевая сила:

(39)

Рисунок 2 - Схема сил в зацеплении

2.4 Предварительный расчет валов

Выбираем в качестве материала валов сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Принимаем допускаемое напряжение кручения [ф]К в интервале 20…40 МПа.

Диаметр первой ступени вала определяем по формуле [2, стр. 108]:

(40)

Ведущий вал:

37 мм

Принимаем d1 = 36 мм

Ведомый вал

48 мм

Принимаем d2 = 45 мм

Остальные диаметры и линейные размеры валов выбираем с учетом стандарта СТ СЭВ 514-77 исходя из эскизной компоновки редуктора.

2.5 Выбор подшипников

Подшипники выбираем по таблицам К27 - К30 [2, стр. 410-417].

Ведущий вал - шарикоподшипник серии 309: d = 45 мм, .

Ведомый вал - шарикоподшипник 213: d = 65 мм, .

3. Проверочные расчеты передач редуктора

Проверяем межосевое расстояние [2, стр. 61]:

мм (41)

Определяем окружную скорость колеса [2, стр. 61]:

3,5 м/с (42)

Принимаем по табл. 4.2 8 степень точности [2, стр. 62].

Проверяем условие по контактной прочности :

(43)

где К - вспомогательный коэффициент. Принимаем К = 436 для прямозубой передачи.

KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по зубьям. Принимаем для прямозубой передачи KHб = 1;

KHV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости передачи V, м/с, и степени точности передачи. Принимаем по табл. 4.3 [2, стр. 62] KHV = 1,185.

= 478 МПа

Вычисляем отклонение [2, стр. 62]:

% (44)

Условие прочности выполняется, т.к. отклонение нагрузки находится в допустимых пределах (-10… + 5)%.

Проверяем выполнение изгибной прочности зубьев шестерни и колеса [2, стр. 63]:

(45)

(46)

где KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем методом интерполирования KFб = 0,91 [2, стр. 63];

KFв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем KHв = 1 для приработавшихся колес.

KFV - коэффициент динамической нагрузки. По таблице 4.3 [2, стр. 62] принимаем KFV = 1,67.

YF1, YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По табл. 4.4 [2, стр. 64] принимаем для z1 = 24 - YF1 = 3,92; для z2 = 76 - YF2 = 3,61.

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба [2, стр. 64]:

Yв = 1 - = 1 - = 1,00 (47)

Условия прочности выполняются.

4. Уточненный расчет валов

4.1 Определение долговечности подшипников

Определяем опорные реакции на ведущем валу. Принимаем из эскизной компоновки: lб = 160 мм, lбк = 96 мм. Консольная сила на быстроходном валу от ременной передачи Fбк = 427 Нм.

Вертикальная плоскость:

Ya = Yb = 0,5 · Fr = 0,5 • 2171 = 1086 Н

Горизонтальная плоскость

УMA = 0; Xb • lб - Ft • 0,5 • lб + Fбк • lбк = 0

Xb = = = 2727 Н

УMВ = 0; -Xa · lб + Ft · 0,5 • lб + Fбк · (lб + lбк) = 0

Xa = = = 3667 Н

Проверка:

УFx = 0; Xb - Ft + Xa - Fбк = 0

2727 - 5967 + 3667 - 427 = 0

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

Определяем значения моментов

Вертикальная плоскость:

My1 = 0 Нм; My4 = 0 Нм

My2 = Xb • 0,5 • lб = 2727 · 0,5 • 160 /1000 = 218 Нм

My3 = Xb • lб - Ft • 0,5 • lб = (2727 • 160 - 5967 • 0,5 • 160) /1000 = -41 Нм

Горизонтальная плоскость

Mx1 = 0 Нм; Mx3 = 0 Нм; Mx4 = 0 Нм

Mx2 = Yb • 0,5 • lб = 1086 • 0,5 • 160 /1000 = 87 Нм

Крутящий момент Т = 306 Нм

Рисунок 3 - Расчетная схема ведущего вала

Определяем реакции в опорах ведомого вала. Принимаем из эскизной компоновки lт = 160 мм, lтк = 126 мм. Консольная сила от муфты Fтк = 3012 Нм.

Вертикальная плоскость

Yс = Yd = 0,5 · Fr = 0,5 • 2171 = 1086 Н

Горизонтальная плоскость

УMС = 0; Xd · lт - Ft · 0,5 • lт + Fтк · lтк = 0

Xd = = = 612 Н

УMD = 0; -Xc · lт + Ft · 0,5 • lт + Fтк · (lтк + lт) = 0

Xc = = = 8367

Проверка:

УFx = 0; Xd - Ft + Xc - Fтк = 0

612 - 5967 + 8367 - 3012 = 0

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

Rс = = = 8437 Н

Rd = = = 1247 Н

Определяем значения моментов

Вертикальная плоскость:

My1 = 0 Нм

My2 = Xd • 0,5 • lт = 612 • 0,5 • 160 /1000 = 49 Нм

My3 = Xd • lт - Ft · 0,5 • lт = (612 • 160 - 5967 • 0,5 • 160) /1000 = -379 Нм

My4 = 0 Нм

Горизонтальная плоскость

Mx1 = 0 Нм; Mx3 = 0 Нм; Mx4 = 0 Нм;

Mx2 = Yd • 0,5 • lт = 1086 • 0,5 • 160 /1000 = 87 Нм

Крутящий момент Т = 907 Нм

Рисунок 4 - Расчетная схема ведомого вала

Подшипник пригоден при условии [2, стр. 128]:

(48)

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность [2, стр. 128]:

(49)

где Re - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени. = 3 - для шариковых подшипников;

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем согласно формулам, приведенным в таблице 9.1 [2, стр. 129]:

Re = X · V · Rr · Кб · Кt (50)

где V - коэффициент вращения, принимаем V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника;

Rr - радиальное усилие в наиболее нагруженной опоре;

Кб - коэффициент безопасности. По табл. 9.4 [2, стр. 133] в зависимости от характера нагрузки и вида машинного агрегата принимаем Кб = 1,1;

Кt - температурный коэффициент. При t = 100є C, принимаем по табл. 9.5 Кt = 1 [2, стр. 135].

Ведущий вал

Re = 1 · 3824 · 1,1 · 1 = 4206 Н

36701Н < 52700 Н

Подшипник 309 пригоден для эксплуатации в течение всего срока службы.

Ведомый вал

Re = 1 · 8437 · 1,1 · 1 = 9281 Н

Н < 56000 Н

Подшипник 213 пригоден для эксплуатации в течение всего срока службы.

4.2 Проверка запаса прочности и выносливости

Ведущий вал. Опасные сечения: под зубчатым колесом (2-2) и под подшипниковой опорой 3-3, смежной с консольной нагрузкой.