Разработка привода к ленточному транспортёру

Кафедра
Прикладной
механики

на курсовой
проект

по
дисциплине
«Прикладная
механика»
.

Тема
проекта
«Разработка
привода к ленточному
транспортёру»
.

С
Фамилия,
имя, отчество
тудент группы
ЭСХ-011 Калиганов
Сергей Анатольевич
.

Технические
условия
N2=95
кВт ; n2=650
об/мин ; Up=4,5
; Т=13000 часов ;

Содержание
и объём проекта
(графические
работы, расчёты
и прочее)_____

Чертежи:
1 лист формата
А1 – Сборочный
чертёж ; 1 лист
формата А3 –
зубчатое колесо
; 1 лист формата
А3 – тихоходный
вал ; листы формата
А4 – спецификация,
подшитая в
расчётно-пояснительную
записку
.

Расчётно-пояснительная
записка – объёмом
34 листа.
.

Сроки
выполнения
этапов____________________________________________

Сроки
защиты курсового
проекта______________________________________

Свиридов
С.И.

Руководитель

Подпись
инициалы,
фамилия

Дата

Калиганов
С.А.

Подпись
инициалы,
фамилия

Дата

Кафедра
___________________________

на курсовой
проект

по
дисциплине

.

Тема
проекта______________________________________________________

Номер
варианта____________________________________________________

Технические
условия________________________________________________

Содержание
и объём проекта
(графические
работы, расчёты
и прочее)______

Сроки
выполнения
этапов____________________________________________

Сроки
защиты курсового
проекта______________________________________

Руководитель

Подпись
инициалы,
фамилия

Дата

Задание
принял студент

Подпись
инициалы,
фамилия

Дата

33

Содержание

Задание
на курсовое
проектирование…………………………..1

Содержание……………………………………………………....2

Замечания
руководителя……………………………….………..3

Введение………………………………………………………….4

Исходные
данные……………………………….…………….…5

Выбор
электродвигателя………………………………………...6

Определяем
значения мощностей,
угловых скоростей
и крутящих
моментов……………………………………………...7

Расчёт
зубчатой
передачи…………………………………….…8

Расчёт
геометрических
параметров
зубчатых
колёс…….…….9

10.Основные
размеры шестерни
и колеса…………………….....10

11.Проверочный
расчёт на контактную
выносливость………....11

12.Расчёт
на контактную
выносливость
при действии
максимальной
нагрузки………………………….……….…..12

13.Силы,
действующие
в зацеплении……………………...…….12

14. Расчёт
на выносливость
при изгибе…………………...……..13

15. Предварительный
расчёт валов…………………………..…..15

16. Конструктивные
размеры зубчатых
колёс………………..….15

17. Конструктивные
размеры корпуса
редуктора…………..…...16

18. Выбор
муфты………………………………………………..…17

19. Выбор
смазки…………………………………………….….…17

20. Проверочный
расчёт одноступенчатого
редуктора………....18

21. Проверка
прочности
шпоночных
соединений………….…...24

22. Уточнённый
расчёт валов…………………………………….25

23. Расчётная
схема ведущего
вала……………………………....29

24. Расчётная
схема ведомого
вала……………………………....30

25.
Литература……………………………………………………..31

26.
Приложение……………………………………………………32

Замечания
руководителя

Введение

Ввиду
отсутствия
в промышленности
мощных электродвигателей
с малой скоростью
вращения появилась
необходимость
в создании
двигателей,
которые будут
понижать скорость
вращения. Таким
устройством
является
проектируемый
редуктор.

Цель
данного проекта
состоит в
проектировании
одноступенчатого
цилиндрического
редуктора с
косозубыми
колёсами.

В процессе
проектирования
необходимо
выбрать соответствующие
детали, при
этом учитывая
их долговечность,
габариты.

За время
курсового
проектирования
студент приобретает
навыки в использовании
технической
литературы,
справочников,
ГОСТов и других
справочных
и учебных материалов.

Расчет
привода

Исходные
данные:

N2
= 95 кВт - мощность
на ведомом валу

n2
= 650 об/мин - число
оборотов на
ведомом валу

Up
= 4,5 - передаточное
отношение
редуктора

T
= 13000 часов - срок
службы привода

Привод состоит
из электродвигателя
1, муфты 2, одноступенчатого
редуктора с
цилиндрическими
колесами 3, ленточный
транспортёр
– 4.

М

График
нагрузки:

0,1
Мн

0,3
Мн

1,2
Мн
Мн

0,6 Мн

0,003Т 0,5Т
0,4Т

Т

1. Выбор
электродвигателя

Вычислим
общий КПД редуктора:

Из табл. 1.1
[1]выбираем:

- зубчатая
передача в
закрытом корпусе
с цилиндрическими
колёсами

- потери на
трение в опорах
каждого вала

- коэффициент

n=2
- число валов

Необходимая
мощность
электродвигателя:

Частота
вращения вала
электродвигателя:

Из каталога
(П.1. [1]) выбираем
асинхронный
электродвигатель
серии 4А, закрытый
обдуваемый
по ГОСТ 19523-81
- 4А280S2,
с номинальной
мощностью N=110
кВт и частотой
вращения nc
= 3000 об/мин.

Скольжение
s = 2%

Перегрузка
по мощности:

Перегрузки
по мощности
нет.

Определим
значения мощностей,
угловых скоростей
и крутящих
моментов на
валах:

N1
= 99,93 кВт ; n1
= 2925 об/мин

Угловая
скорость:

Крутящий
момент:

N2
= N1
x η1=99,93
x 0,97=96,93 кВт

n2
= n1
/ Up=
2925 / 4,5= 650 об/мин

Угловая
скорость:

Крутящий
момент:

Выбор материалов
шестерни –
колеса.

Для обеспечения
передачи выбираем
из табл. 3.3 [1] материалы:

для шестерни
– Сталь 40Х, σВ=780
Мпа; σТ=440
Мпа; HB1
230; термообработка
– улучшение

для колеса
- Сталь 40Х, σВ=690
Мпа; σТ=340
Мпа; HB2
200; термообработка
– нормализация.

Вычисляем
пределы выносливости:

NHO
– базовое число
циклов нагружения
колеса для
расчёта по
контактным
напряжениям
при твёрдости
≤ HB
230

NHO=1,0
х 107

Эквивалентное
число циклов
нагружения
NУ
определим в
соответствии
с графиком
нагрузки:

Из графика
нагрузки следует:

Mmax=
1,2 Mн
; МII=
0,6 Мн ; МIII=
0,3 Мн ;

tmax=
0,003 T ; tII=
0,1 T ; tIII=
0,4 T ;

nmax=n1
; MI=MН
;
tI=0.5T
; nI=nII=nIII=n1

Так
как Ny
> 107, то
kpk=1

Момент на
валу шестерни:

Коэффициент
нагрузки для
симметричного
расположения
шестерни
предварительно
примем k=1,3.

Из условия
контактной
прочности для
косозубых колёс
Ψа=0,315; kП=1,4;
межосевое
расстояние
вычислим по
формуле:

По ГОСТ 2185-66 это
значение aω
округляется
до ближайшего
стандартного
aω=
400 мм.

Расчёт
геометрических
параметров
зубчатых колёс.

Нормальный
модуль mn
выбирается
из ряда стандартных
модулей по ГОСТ
9563-60 из интервала
mn=(0,010-0,020)aω

mn=(0,010-0,020)
х
400=4-8мм

Принимаем
по ГОСТ 9563-60 mn=6мм.

Если
предварительно
принять, что
угол наклона
зуба β=100,
то суммарное
число зубьев
шестерни и
колеса вычислим
по формуле:

;

Передаточное
отношение
отличается
от стандартного
(U=4,5)
на 0,89% ,что меньше
допустимого
2,5%.

β
= arccos 0,98= 10
073I

Основные
размеры шестерни
и колеса.

Вычислим
диаметры делительных
окружностей:

-
шестерни:

-
колеса:

Проверяем
межосевое
расстояние:

-
шестерни:

-
колеса:

Диаметры
окружностей
впадин зубьев:

-
шестерни:

-
колеса:

Ширина венца
зубьев колеса:

Ширина венца
зубьев шестерни:

3. Проверочный
расчет на контактную
выносливость

Определим
коэффициент
ширины шестерни
по диаметру:

Для уточнения
коэффициента
нагрузки определяется
окружная скорость
колес в зацеплении
и степень точности
передачи:

Примем 7-ую
степень точности.

где: К Н
= 1,041 - из таблицы
3.5 [1]

К Н
= 1,12 - из таблицы
3.4 [1]

К HV
= 1,05 - из таблицы
3.6 [1]

Проверка
контактных
напряжений
по формуле:

591,25

393,26 МПа e
; X
= 0,56 и Y
= 2,34

Расчётная
долговечность,
млн.об

Расчётная
долговечность,
час.

что больше
установленных
ГОСТ 16162-85.

Расчет ведомого
вала

Ведомый
вал несёт такие
же нагрузки,
как и ведущий.

Из
предыдущих
расчётов имеем:

T
2 = 1027,93 Н м –
крутящий момент

n2
= 650 об/мин - число
оборотов

F
t
= 4454,13 Н – окружное
усилие

F
r
= 1650,05 Н – радиальное
усилие

F
a
= 308,56 Н – осевое
усилие

d
2 = 653,435 мм
– делительный
диаметр шестерни

Материал
вала: сталь
45, нормализованная
HB
190


в = 570 МПа
– предел прочности


-1 = 0,43 х

в = 0,43 х
570 = 245 МПа - предел
выносливости
при

симметричном
цикле изгиба


-1 = 0,58 х

-1 = 0,58
х 245 = 152 МПа - предел
выносливости
при

симметричном
цикле касательных
напряжений

l2
= 140 мм

Определим
опорные реакции
в плоскости
XZ

Определим
опорные реакции
в плоскости
YZ

Проверка:

Суммарные
реакции:

Подбираем
подшипники
по более нагруженной
опоре 4.

Намечаем
радиальные
шариковые
подшипники
314 (по П.3. [1]):

d
= 70 мм ; D
= 150 мм ; B
= 35 мм ; r
= 3,5 мм ; C
= 104 кН ; Co
= 63 кН

Эквивалентная
нагрузка определяется
по формуле:

где:
Fr4
= 2522,73 Н - радиальная
нагрузка

Fa
= 308,56 Н - осевая
нагрузка

V
= 1 - (вращается
внутреннее
кольцо)

Kσ
= 1 - коэффициент
безопасности
для приводов
ленточных
конвейеров
(по табл.9.19 [1])

KT
= 1 - температурный
коэффициент
(по табл.9.20 [1])

Отношение
; этой величине
(по табл. 9.18[1])

соответствует
e ≈
0,18

Отношение
< e
; значит X
= 1 и Y
= 0

Расчётная
долговечность,
млн.об

Расчётная
долговечность,
час.

что больше
установленных
ГОСТ 16162-85.

Определим
изгибающие
моменты в сечении
С

Плоскость
YZ

Плоскость
XZ

Суммарный
изгибающий
момент в сечении
С

14. Проверка
прочности
шпоночных
соединений

Шпонки
призматические
со скруглёнными
торцами. Размеры
сечений шпонок
и пазов и длины
шпонок – по
ГОСТ 23360-78 (табл.
8.9 [1]).

Материал
шпонок – сталь
45 нормализованная.

Напряжение
смятия и условие
прочности
находим по
формуле:

Допускаемые
напряжения
смятия при
стальной ступице
[σсм]=100-120
Мпа, при чугунной
[σсм]=50-70
Мпа.

Ведущий
вал: d=50мм

шпонка: ширина
- b=14мм

высота - h=9мм

длина - l=50мм

глубина паза
вала - t1=5,5мм

глубина паза
втулки - t2=3,8мм

фаска - s
x 45о=0,3

Выбираем
(по табл. 11.5 [1]) момент
на ведущем валу
T1=710 x
103 Н мм

Материал
для полумуфт
МУВП – чугун
марки СЧ 20.

Ведомый
вал: d=65мм

шпонка: ширина
- b=20мм

высота - h=12мм

длина - l=100мм

глубина паза
вала - t1=7,5мм

глубина паза
втулки - t2=4,9мм

фаска - s
x 45о=0,5

Выбираем
(по табл. 11.5 [1]) момент
на ведущем валу
T1=1000 x
103 Н мм

Обычно
звёздочки
изготовляют
из термообработанных
углеродистых
или легированных
сталей. Условие
прочности
выполняется.

15. Уточнённый
расчёт валов

Примем,
что нормальные
напряжения
от изгиба изменяется
по симметричному
циклу, а касательные
от кручения
– по отнулевому
(пульсируещему).

Уточнённый
расчёт валов
состоит в определении
коэффициентов
запаса прочности
s
для опасных
сечений и сравнении
их с требуемыми
(допускаемыми)
значениями
[s].
Прочность
соблюдена при
условии s≥[s].

Будем производить
расчёт для
предположительно
опасных сечений
каждого из
валов.

Ведущий
вал.

Материал
вала то же, что
и для шестерни,
т.е. сталь 45, термическая
обработка –
улучшение.

По (табл. 3.3 [1])
при диаметре
заготовки до
90 мм среднее
значение σв=780
МПа.

Предел выносливости
при симметричном
цикле изгиба

Предел выносливости
при симметричном
цикле касательных
напряжений

Сечение
А-А. Это
сечение при
передаче вращающего
момента от
электродвигателя
через муфту
рассчитаем
на кручение.
Концентрацию
напряжений
вызывает наличие
шпоночной
канавки.

Коэффициент
запаса прочности

где амплитуда
и среднее напряжение
отнулевого
цикла

При d=50мм,
b=14мм,
t1=5,5мм
(по табл. 8.5 [1])

Примем kτ=1,68
(табл. 8.5[1]), ετ=0,76
(табл. 8.8[1]) и ψτ=0,1
(стр. 166 [1]).

ГОСТ 16162-78 указывает
на то, чтобы
конструкция
редукторов
предусматривала
возможность
восприятия
радиальной
нагрузки, приложенной
в середине
посадочной
части вала.
Величина нагрузки
для одноступенчатых
зубчатых редукторов
на быстроходном