Расчетно-графическая работа - Расчёт и проектирование привода цепного транспортера - файл n1.doc

Расчетно-графическая работа - Расчёт и проектирование привода цепного транспортера
скачать (813 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc813kb.15.10.2012 23:13скачать

n1.doc

ФГОУ ВПО «ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра проектирования

механизмов и машин

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по деталям машин

на тему: «Расчёт и проектирование привода цепного транспортера».

Задание 26

Вариант № 5

Выполнил: студент БЖД-32 гр.

Проверил:


Оренбург 2011 г.


2. Назначение привода и его особенности.
Привод — это устройство, приводящее в движение машину или механизм. Состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управле­ния.

Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вращения этих валов одинаковы. Если это условие не соблюдается, то для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи.

В зависимости от конкретных условий конструктор, проектирующий механическое приводное устройство, рассматривает варианты применения передач различных типов-зубчатых, червячных, ременных,, цепных, фрикционных и их целесообразных сочетаний.

3. Определение КПД привода.


где - К.П.Д. зубчатой передачи, ;

- К.П.Д. цепной передачи .

пр =0,96·0,95=0,912

4. Выбор электродвигателя.

Выбор электродвигателя осуществляется на основе мощности затрачиваемой на привод рабочей машины с учетом К.П.Д привода.

где Рр.м. – мощность на валу рабочей машины, Рр.м.=2 кВт;



Принимаем электродвигатель для привода ленточного транспортера 4А112МВ8УЗ: Рэл=2,2 кВт, nэл=700 об/мин.
5. Определение передаточного числа привода и распределение его между ступенями.




где - угловая скорость вала электродвигателя;

- угловая скорость вала рабочей машины, рад/с.












где - передаточное число редуктора;

- передаточное число цепной передачи, предварительно принимаем =2.








Принимаем

Тогда передаточное число цепной передачи окончательно составит



6. Определяем угловые скорости, мощность и крутящий момент на каждом из валов.






7. Проектный и проверочный расчёт зубчатой передачи.

7.1. Выбираем материал зубчатых колес, его термическую обработку и механические характеристики.

Сталь 45

Диаметр заготовки 100-300 мм

Предел прочности ?b=570 Н/мм2

Предел текучести ?т=290 Н/мм2

Твердость НВ 167-217

Термообработка – нормализация.

7.2. Определяем допустимое контактное напряжение для шестерни и колеса.
где - предел контактный выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи, ·=1;

- коэффициент безопасности зубчатых колес, =1,1;

- коэффициент долговечности.



где НВ – средняя твердость.







где - базовое число циклов нагружения, при >200, =107;

- число циклов нагружения каждого из зубьев рассчитываемого колеса за весь срок службы передачи.



где с - число одинаковых зубчатых колес, сцепляющихся с рассчи-тываемым зубчатым колесом, с=1;

- передаваемые моменты в течение времени ti;

- максимальный из моментов, учитываемых при расчёте;







Так как >, то =1.


7.3. Выбираем коэффициент, учитывающий неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. При симметричном расположении зубчатых колес относительно опор Кн?=1,075.


    1. Выбираем коэффициент ширины зубчатых колес



7.5. Определяем передаточное число на колесе



7.6. Определяем передаточное число



7.7. Определяем межосевое расстояние, исходя из контактной прочности:



где - обобщенный коэффициент, =495.


Принимаем по СТ СЭВ 229-75 aw =160 мм.

7.8. Модуль зубчатой передачи

m = (0,01…0,02)·аw.

m = (0,01…0,02)·160=1,6…3,2 мм.

Принимаем m=2,5 мм.

7.9. Определяем число зубьев колес






7.10. Определяем фактическое передаточное число


7.11. Определяем окружную скорость в зацеплении



Степень точности - 9

7.12. Определим рабочую ширину колеса





7.13. Определяем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию



7.14. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям



где ZH коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев, ZH = 1,76;

ZMкоэффициент, учитывающий механические свойства материалов, ZM =275,

Z? – коэффициент суммарной длины контактных линий, Z? = 0,9 ;

- удельная расчета окружная сила;

d1 - диаметр начальной окружности шестерни.


где - окружная сила;

КH? – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, КH?=1,04;

КHV – коэффициент динамической нагрузки, КHV=1,16.






7.15. Основные размеры зубчатой пары

dw1 = d1 =m·Zl =2,5·26=65 мм

dw2 =d2=m·Z2 =2,5·102=255 мм

dal =d1 =2·m=65+2·2,5=70мм

da2 =d2 +2·m=255+5=260 мм



7.16. Определяем составляющие силы, действующие в зацеплении
окружная сила:

радиальная сила:
7.17. Проверочный расчет по напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса



где уF -коэффициент формы зуба, уF1=3,9; уF2=3,6.
,Н/мм








где - базовый предел выносливости зубьев по излому;

SF- коэффициент безопасности, SF=1,75;

KFС=1;

КFL- коэффициент долговечности.





где NFO - базовое число циклов нагружения, NFO=4·106.

NFE =573·с·?2·?(Tmax/Tmaх)m·ti

где m - показатель степени, m=6.

NFE=573·1·76· [12,5·0,5·38400+0,42,5·0,5·38400]=92,07·107.

Так как NFE> NFО, то KFL=1.

=1,8·НВ.




8. Расчёт цепной передачи.

8.1. Число зубьев малой звёздочки: Z1=29.

8.2. Число зубьев ведомой звёздочки:

8.3. Определяем шаг роликовой цепи:



Т1 – момент крутящий из ведущей звёздочки, Нм;

Кэ – эксплуатационный коэффициент

Кэ= КД· Ка· КН· КР· КС· Кп,

где Кд – динамический коэффициент, Кд=1,5;

Ка – учитывает влияние межосевого расстояния, Ка=1,25;

КН – учитывает влияние угла наклона линии центров к горизонту, КН=1;

КР = 1 при автоматическом регулировании натяжения цепи;

Кп – учитывает продолжительность работы в сутки, Кп=1,25;

КС – учитывает способ смазки, КС=1,5.

[Р] – допускаемое удельное давление в шарнирах цепи, [Р]=22Н/мм2.




8.4. Проверяем среднее удельное давление в шарнирах:

, Н/мм2
[Р]=49 Н/мм2



8.5. Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения малой звездочки

, об/мин



nmax=1000 об/мин

Условие n1=nmax

8.6.Опоеделяем делительный диаметр ведущей и ведомой звёздочек:



где t – шаг цепи, мм.



8.7. Определяем окружное усилие:




8.8. Уточняем среднее удельное давление в шарнирах
, Н/мм2
где Ft – окружное усилие, Н;

А – площадь проекции шарнира, мм2; А=179,7 мм2.

8.9. Определяем оптимальное межосевое расстояние:

8.10. Определяем необходимое число звеньев цепи:




8.11. Уточнённое расстояние между осями звёздочек:
, мм



8.12. Определяем расчетную длину цепи:
L=W·t, мм ; L=126·25,4=32004 мм.
8.13. Поверяем цепь на долговечность по числу ударов в секунду и сравниваем с допускаемыми значениями:



Vтабл=25 м/с.


8.14. Определяем среднюю скорость цепи:


15. Проверка фактического коэффициента безопасности:

где Q – разрушающая нагрузка, Н;

Ft – окружная сила, Н;

КД – динамический коэффициент, КД=1,5;

FV – нагрузка, испытываемая цепью от центробежных сил, Н.
FV=?t·V2,
FV=2,6·21,282=1177,38, Н.
где ?t – масса единицы длины (из стандарта), кг/м;

V – скорость цепи, м/c;

Ff– усилие от провисания цепи, Н;
Ff= Кf ·?t·g·а,
где Кf – коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров звёздочек;

Кf=1 при вертикальном расположении цепи;

Кf=6 при горизонтальном расположении цепи;

а – межосевое расстояние, м;

?t – масса единицы длины, кг/м;

g – ускорение свободного падения, м/с2.
Ff= 6 ·2,6·9,8·1020=156012,5 Н,

16. Определяем давление цепи на вал:
FВ= К?· Ft, Н
FВ=1,15·946,34=1088,291 Н.

9. Предварительный расчёт валов из расчёта только на кручение.

где [?]=15…20 Н/мм2 допускаемое условное напряжение

принимаем по ГОСТ 6636-69 d1=22 мм.



принимаем по ГОСТ 6636-69 d2=34 мм.



принимаем по ГОСТ 6636-69 d3=42 мм.



10. Основной расчет валов с построением эпюр изгибающих и

крутящих моментов.
Горизонтальная плоскость



Mx1(A)=0 Н·м;





Mx1(В)=0 Н·м;

Вертикальная плоскость.












Fr Ft

А B




52 52



горизонтальная плоскость
RAГ Fr RBГ

A C B






MХ, H·м 8,25







0 0

вертикальная плоскость

RВA Ft RВB









MY, Н·м

22,67














Mизг, Н·м

24,12














0 0
Т, Н·м

28,95


0 0

Мэкв, Н·м

37,68





28,95 24,12
0 0



где [?]-допускаемое напряжение при основном расчете валов, [?]=50…60 Н/мм2
Принимаем d=20 мм по ГОСТ 6636-69.
11. Проверочный расчёт валов.
Проверочный расчет вала производят в опасных сечениях, где действует максимальный изгибающий момент, или имеются концентраторы напряжений.

Расчёт обычно производят в форме проверки коэффициента запаса прочности.

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.


где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба;

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, =1,5…2,0;

- коэффициент упрочнения, =1,5;

- масштабный фактор, =0,83;

- амплитуда цикла нормальных напряжений;

- среднее значение цикла нормальных напряжений, =0;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала, к ассиметрии напряжений для среднеуглеродистых сталей, =0,1



где - предел прочности, для стали 40, =780 Н/мм2.









где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле кручения;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, =1,4...2,1;

;- постоянные и переменные составляющие напряжений;

- коэффициент чувствительности асимметрии цикла напряжений; =0,05 для среднеуглеродистых сталей.



где - момент сопротивления при кручении нетто.


где b - ширина шпонки, b=6 мм;

t - глубина паза вала, t=3,5 мм.









12. Определение суммарных опорных реакций и расчёт

подшипников.
Подшипники качения выбирают из каталогов или справочников по динамической грузоподъемности и диаметру вала так чтобы табличное значение динамической грузоподъемности было больше фактической.
,

где ? - показатель степени, ?=3;

L - расчётный ресурс в миллионах оборотов;

Р - приведенная нагрузка.

L=

где n - частота вращения вала, n=760 об/мин;

- ресурс подшипника в часах, =10000 часов.


P = Fr·K6·KT·KK,

где Fr – радиальная нагрузка;

K6 – коэффициент безопасности, Kб=1,4;

KT – температурный коэффициент, KT=1;

KK- коэффициент вращения, KK=1.





Р=468,4·1,4·1·1=655,76 Н



Подшипник шариковый радиальный однорядный особолёгкой серии 36102: d=15 мм, D=32 мм, В=9 мм, С=6290 Н.
13. Выбор и проверка расчетом шпоночных соединений.
Шпоночные соединения служат для передачи вращающего момента от вала к ступице или от ступицы к валу в зависимости от того, какая деталь является ведущей.

Шпонки призматические изготовляют из углеродистых сталей с пределом прочности не менее 600 МПа. Допустимые напряжения на смятие при спокойной нагрузке рекомендуется принимать для стальной ступицы устанавливаемая в пазах двух соприкасающихся деталей и препятствующая относительному повороту или сдвигу этих деталей. Шпонки преимущественно применяют для передачи крутящего момента от вала к ступице [?см]=80...120 МПа, для чугунной [?см]=60...80 МПа

Условия прочности на смятие:



где Т- крутящий момент на валу, Н· мм;

d- диаметр вала, мм;

h -высота шпонки, мм;

t -глубина паза вала, мм.

lp -рабочая длина шпонки, мм.

lp=l-b,

l - длина шпонки, мм;

b -ширина шпонки, мм.









14. Выбор конструктивных элементов редуктора по

эмпирическим формулам.
Размеры основных элементов корпуса определяют в зависимости от значения наибольшего вращающего момента на тихоходном валу редуктора.

Для редукторов общего назначения применяют.

Тмах=2ЧТном

Тмах=2Ч223,21=446,42 НЧм.

Толщина стенки нижней части корпуса, если он имеет разъем по оси валов.



принимаем ? = 6 мм.

Толщина стенки крышки корпуса

?кр = 0,9Ч?> 6мм

?кр = 0,9Ч6,17=5,7 мм

Принимаем ?кр=6 мм.

Толщина ребра у основания

?реб=?=6,17 мм.

Диаметр стяжных винтов:



Принимаем d = 10 мм.

Толщина фланца по разъему

?ФЛ=d=10 мм.

Ширина фланца, если на нем есть стяжные болты

bфл1,5Чd.

bфл1,5Ч10=15 мм.

В данном случае необходимо прибавить к ширине фланца 5…7 мм на зазор между болтами и стенкой.

Диаметр фундаментного болта:

dФ=1.25·d

dФ =1,25Ч10=12,5 мм.

Принимаем dФ =12 мм.

Толщина лапы фундаментного болта:

?Ф=1.5·dФ=1,5·12=18 мм.

Толщина уха у основания

?у=2,5Ч?кр

?у=2,5Ч6=15 мм.

Элементы корпуса должны сопрягаться одинаковым радиусом

r= 0,25?

r=0,25Ч6=1,5 мм.
Диаметр штифта

dшт=0,5Чd

dшт=0,5Ч10=5 мм.
15. Выбор систем смазки и смазочного вещества для

редуктора и опор.
Работа передач происходит с относительным перемещением деталей, как правило, при наличии смазочного материала. Эксплуатация и длительное хранение машин без смазки невозможно. Смазочный материал должен по возможности обеспечивать полное разделение трущихся поверхностей. Основное применение в машинах имеют минеральные индустриальные масла.




Необходимая вязкость масла ?50=85 мм2/с. Согласно расчету выбираем масло: индустриальное И-Г-С 150.

В мелких и средних редукторах, как правило, применяют смазывание погружением и разбрызгиванием. Картерное смазывание применяют при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12,5 м/с.

Колёса одноступенчатых цилиндрических редукторов следует погружать в масло на глубину, равную по размерам двум-трём модулям.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели. Масло, находящееся в редукторе, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Для этого устанавливают отдушину.

Смазывание подшипников пластичными смазками осуществляют при окружных скоростях V< 2 м/с. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Наиболее распространенные для подшипников качения - пластичные смазки типа солидол жировой, консталин жировой УТ-1.

16. Выбор и расчет муфты.
При монтаже приводных установок необходимо обеспечивать соосность соединяемых валов. Однако не всегда может сохраняться соосность валов: под действием тепловых и силовых факторов возникают деформации, приводящие к смещению соединенных муфтой валов-осевому, радиальному, угловому.

При проектировании механических приводов не всегда возникает необходимость детально разрабатывать конструкцию муфту того или иного типа. Задача в большинстве случаев сводится практически к выбору муфты по нормалям или стандартам с учетом конкретных технических требований и к последующему проверочному расчету ее элементов.

Основным параметром для выбора муфты служат номинальные диаметры соединяемых валов, расчётный вращающий момент, частота вращения и

условия эксплуатации.

Тр=?р·Тном,

где ?р - коэффициент режима работы, ?р=1,7.

Тр=1,7·28,95 = 49,22 Н·м.

Основные размеры упругих муфт с торообразной оболочкой.

Крутящий момент передаваемый муфтой: Т=50 Н·м;

Диаметр муфты D=100 мм;

Длина муфты L=104 мм;

Длина полумуфты l=50 мм.

МУВП-4-50-20-1УЗ по ГОСТ 21424-93

У муфт с торообразной оболочкой рассчитывают разрушение оболочки у зажима.



где D1 – диаметр оболочки в расчётном сечении;

? – толщина оболочки;

[?ср] – допускаемое напряжение при срезе, [?ср] =0,4 МПа.

D1 =280 мм.

? =0,05·D

? =0,05·280=14 мм.







17. Выбор посадок для деталей привода.
Точность – один из важнейших показателей качества деталей машин, существенно влияющих на все критерии работоспособности и надежности механизмов. Детали машин не могут быть изготовлены абсолютно точно и всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров. Вместе с тем для эксплуатации, изготовления и конструирования машин огромное значение имеет взаимозаменяемость деталей.

Соединение вала с полумуфтой при нереверсивной работе с умеренными толчками Н7/m6.

Соединение шестерни и колеса с валом для цилиндрических прямозубых колес Н7/р6.

Соединение вала со шкивом при нереверсивной работе без толчков и ударов Н7/р6.

Соединение вал-внутреннее кольцо подшипника для шариковых - k6. Поле допуска отверстия для наружного кольца шариковых подшипников при местном нагружении - Н7.

Для шпоночного паза по ширине поле допуска принимает следующие значения р9, js9, D9. Все остальные размеры шпоночного соединения, кроме b, являются непосадочными размерами, на которые установлены следующие поля допусков: высота шпонки по Н11, длина шпонки по h11, длина паза на валу по Н15, длина паза во втулке по Н15.

Для исключения сдвига крышки относительно корпуса устанавливают два конических штифт. Посадки для штифтов назначают следующие: штифт-h7, отверстие должно иметь такую посадку, чтобы был натяг при соединении штифт-нижний корпус. Соединение штифт-верхний корпус: отверстие-N7, штифт обрабатываем так, чтобы в соединении образовалась переходная посадка.
18. Краткое описание технологического процесса сборки редуктора.
После изготовления всех деталей и приемки их ОТК завода они поступают на сборку. Перед сборкой внутреннюю часть корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской, обычно красного цвета. Сборку производят в соответствии с чертежам общего вида редуктора.

Перед общей сборкой производятся сборка валов с насаживаемыми на них деталями. Вначале в шпоночный паз быстроходного вала закладывают шпонку шестерни и при помощи пресса напрессовывают шестерню. Потом надевают распорные втулки и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…900.

В шпоночный паз тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, далее надевают распорные втулки, шарикоподшипники нагреты в масле.

Собранные таким образом валы вместе с подшипниками укладывают в основание корпуса редуктора, ставят крышку редуктора и закрепляют болтами. Перед этим устанавливают цилиндрические штифты, а плоскости стыка крышки и основания покрывают лаком.

После этого ставят крышку подшипника ведущего и ведомого валов с прокладками, закрепляют их болтами.

Перед постановкой крышек подшипников выходных концов валов в специальные проточки закладывают манжетные уплотнения. Закрепляют их болтами.

Затем ввертывают маслоспускную пробку вместе с прокладкой, вставляют в отверстие маслоуказатель, ввертывают рым-болты и крышку смотрового люка. После сборки редуктор подвергают обкатке и испытанию.
19. Техника безопасности при эксплуатации ленточных транспортеров.
Монтаж, транспортирование и работа транспортера должна производиться в соответствии с требованиями, изложенными в их паспорте и

инструкции по эксплуатации завода-изготовителя. Барабаны конвейера на участке натяжной и приводной станции должны иметь ограждение ленты и торцов барабанов. Запрещается находиться под передней частью передвижного

конвейера. Запрещается работать на конвейере в случаях перекоса и пробуксовки ленты, набрасывать какие-либо материалы на барабан под движущуюся ленту с целью устранения ее пробуксовки, очищать ленту конвейера на ходу вручную
Список литературы.
1. Дроздов С.Н., Федоринов М.В., Набокина О.Я. Проектирование приводов машин сельскохозяйственного назначения.- Оренбург, 2008.

2. Чернавский С.А. Проектирование механических передач М.: Машино-строение, 1984.

3. Решетов Д.Н. Детали машин М.: Машиностроение, 1989.

4. Колпаков А.П., Карнаухов И.Е. Проектирование и расчёт механических передач. М.: Колос, 2000.

  1. Решетов Д.Н. "Детали машин". Атлас конструкций. М.: Машгис, 1989.

  2. Анурьев В.Н. Справочник конструктора Машиностроителя. Том 1,2,3 М.: Машиностроение, 1989.

  3. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высш.шк.,1989.

  4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин М: «Высшая школа» 1991.

Содержание.


  1. Задание на курсовую работу.

  2. Назначение привода и его особенности.

  3. Определение КПД привода.

4. Выбор электродвигателя.

5. Определение передаточного числа привода и распределение его между ступенями.

6. Определение угловых скоростей, мощностей и крутящих моментов на каждом из валах.

7. Проектный и проверочный расчет зубчатой передачи.

8. Расчет цепной передачи.

9. Предварительный расчет валов из расчета только на кручение.

  1. Основной расчет валов с построением эпюр изгибающих и крутящих моментов.

11. Проверочный расчет валов.


  1. Определение суммарных опорных реакций и расчет подшипников.

  2. Выбор и проверка расчетов шпоночных соединений.

  3. Выбор конструктивных элементов редуктора по эмпирическим формулам.

  4. Выбор систем смазки и смазочного вещества для редуктора и опор.

  5. Выбор и расчет муфт.

  6. Выбор посадок для деталей привода.

  7. Краткое описание технологического процесса сборки редуктора

19. Техника безопасности при эксплуатации цепных транспортеров.

Список литературы

Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации