Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
«Привод ленточного конвейера для перемещения штучных грузов»
Харьков 2004 Ленточный конвейер служит для транспортировки штучных грузов. Он мал по габаритам. Поэтому нашёл большое применение в эксплуатации. Курсовой проект по дисциплине конструкция машин и механизмов – первая самостоятельная расчетно-конструкторская работа, в ходе выполнения которой студент приобретает навыки практического приложения теоретических знаний, полученных при изучении фундаментальных и общетехнических дисциплин. Реализация этого имеет место при выполнении курсового проекта, который основан на проектировании многоступенчатых редукторов с обеспечением по минимуму условий равнопрочности деталей с минимальным суммарным межосевым расстоянием, разбивке общего передаточного отношения редуктора между отдельными его ступенями. Основные задачи проектирования при этом следующие: ¾ расширить знания, полученные при изучении теоретического курса. ¾ приобщить студентов к элементам научно-исследовательской работы путем более глубокой проработки отдельных вопросов. ¾ усвоить общие принципы и конструирование типовых деталей и узлов с учетом конкретных эксплуатационных и технологических требований и экономических соображений. В данном проекте произведён расчёт и проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчёт состоит в определении основных элементов зубчатых передач по ступеням: расчёт на контактную и изгибную прочность зубчатых колёс, позволяющее определить модули колёс. Одной из основных частей (разделов) проекта является предварительный расчёт валов на прочность и определение их размеров под подшипники, а также расчёт на усталостную прочность по коэффициенту запаса S. Проведён расчёт и выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности C. Проведён проверочный расчёт болтовых соединений крепления узлов привода и рамы. F
– тяговое усилие конвейера (Н) V
– скорость тяги конвейера (м/с); Dб
– диаметр барабана (мм); nб
– скорость вращение барабана (об/мин); SFM
– коэффициент безопасности для зубьев; WFT
– расчетная удельная нагрузка (Н); T– крутящий момент на валу (Н*м); KHL
, KFL
– коэффициенты долговечности; KH KFC
– коэффициент, учитывающий приложение 2-х-сторонней нагрузки; YR
– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба; YS
– коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; NF
– число циклов перемены напряжений при изгибе; NH
– число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость. Спроектировать привод ленточного конвейера в цехе сборки узлов ЛА. Исходные данные для расчета: 1. Тяговое усилие лебедки F = 5000H; 2. Скорость ленты V = 0,6 м/с; 3. Время работы передачи 4. Диаметр барабана D = 0,4 м 5. Смазка зубчатого зацепления – окунанием. 6. Режим работы постоянный. Рис. 1. Схема привода 1 - электродвигатель; 2 - муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП); 3 - редуктор; 4 - зубчатая муфта; 5 - барабан конвейера. Потребная мощность двигателя: где где Таблица 1 Диаметр барабана Число оборотов барабана определим по следующей зависимости: 2.3 Определение общего передаточного отношения редуктора
Общее передаточное число привода Согласно рекомендациям передаточное число тихоходной ступени Тогда, передаточное число быстроходной ступени 2.4 Определение крутящих моментов на валах
На ведомом: На промежуточном: На ведущем: Материал для шестерни и колеса назначаем: NHO1
=6∙107
NFO1
=4∙106
NHO1
=4∙107
NFO1
=4∙106
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса: U12
=5,5 Принимаем z1
=24; z2
=z1
∙U12
=24∙5.5=132 Принимаем угол наклона зуба в=8˚6 34Ѕ(одно из стандартных значений), cosв = 0.99. 2. Определение числа зубьев эквивалентных колёс: 3. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс: 4. Определение допускаемых напряжений: а) контактные: б) изгибные: в) предельные: 5. Расчётная нагрузка: 6. Начальный (делительный) диаметр шестерни: 7. Модуль зацепления: а) окружной: б) нормальный: Принимаем 8. Межосевое расстояние: 3.2 Проверочный расчёт
1. Проверочный расчет на контактную выносливость. Определение коэффициентов ZH
, ZM
, ZE
: цилиндрический редуктор подшипник зубчатый Так как cosв=0.9915 и бtw
=20˚, то Епр
=2,15∙105
МПа, нtw
=0,3; Уточнение окружной скорости: Уточнение коэффициента расчётной нагрузки: Проверка передачи на контактную выносливость: Недогрузка составляет 20%. С целью получения более рациональной передачи уменьшаем ширину зубчатого венца, благодаря чему действительные контактные напряжения приблизятся к допускаемым. Принимаем bw1
=15 мм, тогда Недогрузка составляет 2.8%, что допустимо. 2. Проверка передачи на изгибную выносливость: Так как 79,55<84, проверяем на прочность зуб шестерни 3. Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки: 4. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса: Материал для шестерни и колеса назначаем NHO1
=6∙107
NFO1
=4∙106
NHO1
=4∙107
NFO1
=4∙106
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса: U34
=4,5 Принимаем z1
=20; z2
=z1
∙U34
=20∙4.5=90. 2. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс: 4. Определение допускаемых напряжений: а) контактные: б) изгибные: в) предельные: 4. Определение коэффициента расчётной нагрузка: 6. Начальный (делительный) диаметр шестерни: 7. Модуль зацепления: Принимаем 8. Межосевое расстояние: 4.2 Проверочный расчёт
1. Проверка передачи на контактную выносливость. Определение коэффициентов ZH
, ZM
, ZE
: Так как в=0˚
и бtw
=20˚, то Епр
=2,15∙105
МПа, нtw
=0,3; Уточнение окружной скорости: Уточнение коэффициента расчётной нагрузки: Определяем удельную расчётную окружную силу: Недогрузка составляет 2,8%, что допустимо. Недогрузка составляет 2.8%, что допустимо. 2. Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость: Так как 80,15<87,5, проверяем на прочность зуб шестерни 3. Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки: 4. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса: 5.1 Проектировочный расчёт Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала, являются достаточная прочность, жесткость, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников, а также технологичность конструкции и экономия материала.
1. Быстроходный вал: где физ
=35 Мпа; Принимаем значение d1
=25 мм. 2. Промежуточный вал: Принимаем значение d2
=34 мм. 3. Тихоходный вал: Принимаем значение d3
=55 мм. 5.2 Проверочный расчёт валов
Быстроходный вал. Рис. 5.1. Схема нагружения быстроходного вала Окружная сила, действующая в зацеплении: Радиальная сила, действующая в зацеплении: Эквивалентная нагрузка: где Dm
– диаметр муфты. Найдём реакции связей. Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов. Эпюры моментов изображены на рис. 5.2. Рис. 5.2. Эпюры моментов Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений где Здесь где Коэффициент запаса Коэффициент запаса для касательных напряжений Здесь где Коэффициент запаса Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений Расчёт на статическую прочность где б0
=0 Рис. 5.3. Схема нагружения промежуточного вала Окружная сила, действующая в зацеплении: Радиальная сила, действующая в зацеплении: Найдём реакции опор. Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов. Рис. 5.4. Эпюры моментов Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений где Здесь где Коэффициент запаса Коэффициент запаса для касательных напряжений Здесь где Коэффициент запаса Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений Расчёт на статическую прочность. где б0
=0 Ведомый вал. Схема нагружения ведомого вала представлена на рис. 5.5. Рис. 5.5. Схема нагружения промежуточного вала Произведём расчёт сил действующих на вал: Найдём реакции опор действующие на рассматриваемый вал. Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов. Рис. 5.6 Эпюры моментов. Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений где Здесь где Коэффициент запаса Коэффициент запаса для касательных напряжений Здесь где Коэффициент запаса Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений Расчёт на статическую прочность. где б0
=0 Для крепления колеса первой ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка 20х12х20 ГОСТ 8789–68. Материал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88. Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента где У шпонок исполнения А (со скругленными концами) В редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными Действующее напряжение смятия: Для крепления колеса второй ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка 16х10х45 ГОСТ 8789–68. Материал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88. Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента где У шпонок исполнения А (со скругленными концами) В редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными Действующее напряжение смятия: При частоте вращения Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов где С – каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника, Н; Р – эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике, Н; р = 3 – степенной показатель (для шарикоподшипников). В качестве радиальной нагрузки на подшипник принимаем максимальную реакцию в опорах вала: На ведущем валу принят подшипник 305 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность Радиальная нагрузка Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле: Здесь Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности. На промежуточном валу принят подшипник 307 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность Радиальная нагрузка Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле: Здесь Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности. Подшипник ведомого вала. На ведомом валу принят подшипник 311 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность Радиальная нагрузка Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле: Здесь Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности. Рис. 8.1 L и B – длина и ширина основания. отсюда Условие выполняется. Смазочные материалы в машинах и механизмах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии. Наиболее широкое распространение получили нефтяные жидкие масла. Для смазывания зубчатых передач со стальными колёсами значение вязкости определяется по формуле: Выбираем масло И-100А по ГОСТ 20799–75. 10. Компановка
Крутящий момент Т1
через муфту (13) передаётся на входной вал редуктора (1). С выходного вала момент передаётся на барабан ленточного конвейера (2) через зубчатую муфту (14). Двигатель крепиться к плите (3) болтом М12х2.58ГОСТ 7808–70 (4). Редуктор крепиться к плите 4-мя болтами М16х2.58ГОСТ 7808–70 (6). В процессе выполнения курсового проекта был спроектирован привод конвейера для перемещения грузов. Были выбраны материалы колеса и шестерни, произведены расчеты цилиндрической и планетарной передач на контактную выносливость, контактную прочность, выносливость при изгибе; выполнена проверка планетарной передачи на условия соседства, сборки и уравнение соосности. Вал первой ступени рассчитан на сложное сопротивление и выносливость, вал второй ступени – на кручение и выносливость. Выполнена проверка подшипников двух валов и барабана (водила) по динамической грузоподъемности, тепловой расчет передачи, подобраны фундаментные болты редуктора и проверены болты крепления двигателя к раме.
|