39350

Двухступенчатый горизонтальный коническо-цилиндрический редуктор общего назначения привода ленточного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определение вращающих моментов и скоростей на валах редуктора Выбор электродвигателя Требуемая мощность Вт электродвигателя: где F – окружная сила на барабане V – скорость длины ленты транспортёра общий КПД привода. Частота вращения приводного вала рабочей машины число оборотов на выходе: об мин где диаметр барабана. Определение вращающих моментов и скоростей на валах редуктора Расчёт моментов на валах: ; ; ; . Диаметр выходного конца вала рассчитывается по следующей формуле .

Русский

2013-10-03

1.86 MB

45 чел.

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

Выполнил: студент гр.     

Руководитель проекта      

Содержание

Задание проекта

Спроектировать двухступенчатый горизонтальный коническо-цилиндрический редуктор общего назначения привода ленточного конвейера.

Рис. 1. – Кинематическая схема привода ленточного конвейера:

1-двигатель; 2- ременная передача; 3- редуктор; 4- муфта; 5- барабан.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Окружная сила на барабане    Р = 8 кН;

Скорость движения ленты транспортера  V = 0,1 м/с;

Диаметр барабана     .


  1.  Выбор электродвигателя. Определение вращающих моментов и скоростей на валах редуктора
    1.  Выбор электродвигателя

Требуемая мощность (Вт) электродвигателя:

, где F – окружная сила на барабане, V – скорость длины ленты транспортёра, - общий КПД привода.

;

где - КПД ремённой передачи, - КПД конической передачи, - КПД цилиндрической передачи, - КПД подшипников, - КПД муфты.

.

Исходя из полученных данных выбираем электродвигатель со следующими техническими параметрами:

электродвигатель АИР 90 LB8 ТУ 16-525.564-84

Мощность N=1,1 кВт

Синхронная частота вращения n=715 об/мин.

Частота вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):

об/мин, где - диаметр барабана.

Передаточное число привода:

; .

  1.  Определение вращающих моментов и скоростей на валах редуктора

Расчёт моментов на валах:

;

;

;

.

Расчёт скоростей:

; ;

; ;

; .


  1.  Расчёт зубчатых колёс редуктора
    1.  Выбор материала и термической обработки. Допускаемые напряжения.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Для шестерен принимаем сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 262; для колес сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 235.

Твёрдость, допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба:

для колеса: ; ; .

для шестерни ; .

Среднее допускаемое контактное напряжение:

.

  1.  Расчёт зубчатой цилиндрической передачи
    1.  Геометрия колёс

Коэффициент ширины зубчатого колеса при несимметричном расположении: . Коэффициент ширины в долях диаметра: .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

.

Межосевое расстояние:

.

Округлим до стандартного значения: .

Нормальный модуль зацепления: . Принимаем стандартный .

Минимальный угол наклона зубьев: .

Суммарное число зубьев: .

Действительное значение угла наклона зубьев: .

Количество зубьев шестерни: ; .

Количество зубьев колеса: .

Делительные диаметры шестерни и колеса:

;

.

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Диаметры впадин зубьев:       Рис. 2. – Схема зубьев.

;

.

Ширина колеса:

; принимаем .

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колёс:

. Степень точности передачи 9.

  1.  Расчёт сил в зацеплении

Окружная сила: .

Радиальная: .

Осевая: .

Рис. 3. – Силы действующие в зацеплении.

  1.  Проверочный расчёт передачи

Проверка зубьев по контактным напряжениям.

Значения коэффициентов ; ; .

Расчётное контактное напряжение:

.

Так как , то условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

Коэффициенты: ; ; ; ; ; .

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса: , что меньше .

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни: , что меньше .

Таким образом, прочность на изгиб зубьев колёс обеспечена.

  1.  Расчёт конической зубчатой передачи
    1.  Геометрия колёс

Коэффициент ; .

Диаметр внешней делительной окружности колеса при : , принимаем .

Углы делительных косинусов, конусное расстояние и ширина колёс. Угол делительного конуса колеса: ; .

Угол делительного конуса шестерни: ; .

Конусное расстояние: .

Ширина колёс: , принимаем

Модуль передачи. Коэффициенты: ; .

Внешний торцевой модуль передачи:  .

Число зубьев колёс: ; .

Фактическое передаточное число: . Отклонение: , что меньше 4%.

Окончательные размеры колёс. Углы делительных косинусов колеса и шестерни: ; ; ; ; .

Делительные диаметры колёс: ; .

Коэффициенты смещения: ; .

Внешние диаметры колёс: ; .

  1.  Расчёт сил в зацеплении

Окружная сила на среднем диаметре колеса: ; ; .

Осевая сила на шестерне: .

Радиальная сила на шестерни: .

Осевая сила на колесе: .

Радиальная сила на колесе: .

Рис. 4. – Силы действующие в зацеплении.

  1.  Проверочный расчёт передачи

Проверка зубьев по напряжениям изгиба. Коэффициенты: ; ; ; ; ; .

Напряжения изгиба в зубьях колеса: .

Напряжения изгиба в зубьях шестерни: .

Расчётные напряжения в зубьях колеса и шестерни меньше допускаемых .

Проверка зубьев по контактным напряжениям. , что меньше допускаемых напряжений .


  1.  Конструирование зубчатых колёс
    1.  Цилиндрическое колёсо

Рис. 5 – Зубчатое цилиндрическое колесо.

  1.  Коническое колесо

Рис. 6 – Зубчатое коническое колесо.


  1.  Проектировка валов
    1.  Ведущий вал

Рис. 7 – Ведущий вал-шестерня.

Диаметр выходного конца вала  рассчитывается по следующей формуле . Примем . Последующие диаметры вала больше предыдущих примерно в 1,1 раза: ; .

Диаметр подшипника  является стандартным, поэтому выбираем его из справочника , соответственно . Внешний диаметр шестерни: .

Длины различных участков вала:

;

;

, Н – ширина шлицевой гайки.

. Расстояние между подшипниками: . Ширина мазеудерживающего кольца: . .

  1.  Определение реакций опор в подшипниках

Рис. 8 – Схема нагруженного ведущего вала.

Отрезки a, b, c, d, соответственно равны 48мм, 96мм, 29мм, 30мм.

Для определения реакций в опорах  и необходимо составить уравнения равновесия.

, ;

, ;

, .

. Сила от ремённой передачи .

Отсюда , .

Аналогично находим  и .

, ;

, ;

, .

Отсюда , .

  1.  Построение эпюр изгибающих моментов и вызванных ими напряжений

Рис. 9 – Эпюр изгибающих моментов и напряжений на валу.

  1.  Исследование опасных сечений

Исследование сечения А-А. Напряжения в опасных сечениях , .

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала: ; .

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: ; .

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям: ; .

Коэффициент запаса прочности: , что больше допускаемого значения.

Исследование сечения Б-Б. Напряжения в опасных сечениях , .

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала: ; .

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: ; .

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям: ; .

Коэффициент запаса прочности: , что больше допускаемого значения.

Исследование сечения В-В. Напряжения в опасных сечениях , .

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала: ; .

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: ; .

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям: ; .

Коэффициент запаса прочности: , что больше допускаемого значения.

  1.  Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал установлен на роликовых конических подшипниках лёгкой серии.

Рис.10. – Схема нагружения подшипников вала.

Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры «1». Необходимые справочные данные: грузоподъёмность ; факторы нагрузки , ; коэффициент .

Осевые нагрузки. Суммарная реакция . Осевая составляющая ; осевая сила .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: , где  - коэффициент вращения;  - коэффициент безопасности; - температурный коэффициент.

Базовая долговечность подшипника: ; , что соответствует допускаемой минимальной долговечности (ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч до 10000 ч).

  1.  Промежуточный вал

Рис. 11 – Промежуточный вал.

Диаметры различных участков вала. Диаметр  на промежуточном валу должен быть на 25% больше чем  на ведущем валу, поэтому . Последующие диаметры больше предыдущих примерно в 1,1 раза:  ; ; .

Длины различных участков вала:

;

;

;

.

Расстояние между подшипниками .

  1.  Определение реакций опор в подшипниках

Рис. 12 – Схема нагруженного промежуточного вала.

Отрезки a, b, c, d, e соответственно равны 20мм, 105мм, 85мм, 77мм, 20мм.

Для определения реакций в опорах  и необходимо составить уравнения равновесия.

, ;

, ;

, .

; .

Отсюда , .

Аналогично находим  и .

, ;

, ;

, .

Отсюда , .

  1.  Построение эпюр изгибающих моментов и вызванных ими напряжений

Рис. 13 – Эпюры изгибающих моментов и напряжений на валу.

  1.  Исследование опасных сечений

Исследование сечения А-А. Напряжения в опасных сечениях , .

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала: ; .

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: ; .

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям: ; .

Коэффициент запаса прочности: , что больше допускаемого значения.

  1.  Проверка долговечности подшипников

Промежуточный вал установлен на роликовых конических подшипниках лёгкой серии.

Рис.14 – Схема нагружения подшипников вала.

Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры «2». Необходимые справочные данные: грузоподъёмность ; факторы нагрузки , ; коэффициент .

Осевые нагрузки. Суммарная реакция . Осевая составляющая ; осевая сила .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: , где  V=1 - коэффициент вращения; - коэффициент безопасности;  - температурный коэффициент.

Базовая долговечность подшипника: ; , что соответствует допускаемой минимальной долговечности (ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч до 10000 ч).

  1.  Ведомый вал

Рис. 15 – Ведомый вал.

Диаметры различных участков вала. Диаметр  на промежуточном валу должен быть на 25% больше чем  на промежуточном валу, поэтому , принимаем  . Последующие диаметры больше предыдущих примерно в 1,1 раза:  ; ; ; .

Длины различных участков вала:

Расстояние между подшипниками .

;

;

;

;

.

  1.  Определение реакций опор в подшипниках

Рис. 16 – Схема нагруженного ведомого вала.

Отрезки a, b, c, d, соответственно равны 22мм, 194мм, 77мм, 140мм.

Для определения реакций в опорах  и необходимо составить уравнения равновесия.

, ;

, ;

, .

Сила от муфты .

.

Отсюда , .

, ;

, ;

, .

Отсюда , .

  1.  Построение эпюр изгибающих моментов и вызванных ими напряжений

Рис. 17 – Эпюры изгибающих моментов и напряжений на валу.

  1.  Исследование опасных сечений

Исследование сечения А-А. Напряжения в опасных сечениях , .

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала: ; .

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: ; .

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям: ; .

Коэффициент запаса прочности: , что больше допускаемого значения.

  1.  Проверка долговечности подшипников

Промежуточный вал установлен на роликовых конических подшипниках лёгкой серии.

Рис.18 – Схема нагружения вала.

Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры «1». Необходимые справочные данные: грузоподъёмность ; факторы нагрузки , ; коэффициент .

Осевые нагрузки. Суммарная реакция . Осевая составляющая ; осевая сила .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: , где  V=1 - коэффициент вращения; - коэффициент безопасности;  - температурный коэффициент.

Базовая долговечность подшипника: ; , что соответствует допускаемой минимальной долговечности (ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч до 10000 ч).


  1.  Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности: .

Напряжения среза и условие прочности: .

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ]см = 100 ÷ 120 , при чугунной ступице [σ]см = 50 ÷ 70 . При этом допускаемые напряжения среза .

Ведущий вал.

; b x h = 8 x 7 мм; ; ; .

.

.

Прочность обеспечена.

Промежуточный вал.

Проверим шпонку под зубчатым колесом.

d = 55 мм; b x h = 16 x 10 мм; ; ; .

.

.

Прочность не обеспечена, поэтому необходимо поставить ещё одну шпонку.

Ведомый вал.

Из двух шпонок более нагружена та, которая на конце вала, так как меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки.

; b x h = 20 x 12 мм; ; ; .

.

.

Прочность не обеспечена, поэтому необходимо поставить ещё одну шпонку.

Рис. 19 – Шпоночное соеденение.


  1.  Конструирование стаканов и крышек подшипников
    1.  Конструирование стакана

Рис. 20 – Стакан.

Стакан выполнен литым из чугуна марки СЧ15. Диаметр под подшипник , отсюда принимаем толщину стенки . Толщина фланца , . Высота упорного буртика . Диаметр d принимаем равным 8мм, а число винтов для крепления к корпусу равно 8. Принимая , , получаем минимальный размер фланца стакана.

  1.  Конструирование крышек подшипников

Рис. 21 – а) крышка подшипника сквозная; б) крышка подшипника глухая.

Крышки подшипников изготовлены из чугуна марки СЧ21.

Размеры сквозной и глухой крышек на ведомом валу: ; ; ; количество винтов для крепления к корпусу ; ; толщина фланца ; ; .

  1.  Конструирование корпусных деталей

Рис. 22 – Корпус редуктора.

Корпус выполнен из чугуна марки СЧ15. Толщина стенки корпуса определяется по следующей формуле  принимаем . Зазор между стенками корпуса и поверхностями колёс – ; . Диаметр фланца , где  – наружный диаметр крышки подшипника; ; .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: ; нижний пояс корпуса: .

Толщина ребер основания корпуса: m = (0,85 ÷ 1) δ = 8,5 ÷ 10 мм; принимаем m = 9 мм.

Толщина ребер крышки:.

Диаметры болтов:

Фундаментных , принимаем болты с резьбой М24;

крепящих крышку к корпусу у подшипников ; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом , принимаем болты с резьбой М12.

  1.  Смазывание зубчатых передач

Учитывая рекомендуемую вязкость масла для смазывания зубчатых передач ть масла йвыбираем следующую марку масла: индустриальное И-30А. Оба колеса редуктора должны быть погружены в масло. Уровень погружения конического колеса в масло: .


Литература

  1.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
  2.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.
  3.  Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин.
  4.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.
  5.  Курсовое проектирование деталей машин: методические указания по дисциплине «Детали машин».


EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

Плоскость

XOY

Плоскость

XOZ

z

y

O

x

, Нм

388

482

z

y

O

x

e

d

c

b

a

182

87

Плоскость

XOZ

Плоскость

XOY

, Нм

162

83

, Нм

352

162

454

-25

, МПа

12

1

80%

z

d

x

z

O

y

a

c

b

Плоскость

XOY

Плоскость

XOZ

Плоскость

XOY

S

d

C

С

2

b

S

Диаметр вершин зубьев колеса . Ширина колеса равна длине посадочного отверстия . Диаметр посадочного отверстия . Ширина торцов зубчатого венца . Фаска на торце зубчатого венца . Фаски на торцах ступицы . .

А

Внешний диаметр колеса . Диаметр посадочного отверстия . Длина ступицы . Ширина . Ширина торца зубчатого венца . Фаска . Фаски на торцах ступицы . Ширина . Диаметр ступицы .

А

2

1

Плоскость

XOY

Плоскость

XOZ

В

a

b

c

d

x

O

y

z

В

Б

Б

А

А

80%

9,6

12

14

4,6

34

72

34

26

z

-4,6

67

z

y

O

x

Плоскость

XOZ

Плоскость

XOY

x

O

y

z

А

80%

, Нм

А

, Нм

, Нм

Плоскость

XOZ

D

, МПа

-426

-41

605

31

426

172

625

z

167

5

2

1

4

3

2

Р

V

1

М

2

d

t

С

h

а)

б)

С

D

D

d

d

С

D

срез

смятие

b

Т

Т

  1.  

 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

68440. Методологія наукових досліджень 49.5 KB
  Процес пізнання як основа будьякого наукового дослідження є складним і вимагає концептуального підходу на основі певної методології. Отже це вчення про методи дослідження про правила мислення при створенні теорії науки.
68441. МЕТОДИКА ВИКОНАННЯ КУРСОВИХ РОБІТ З КУРСУ «РОЗМІЩЕННЯ ПРОДУКТИВНИХ СИЛ» 174.5 KB
  При підготовці до написання курсової роботи вони оволодівають навичками самостійного аналізу територіальної організації продуктивних сил засвоюють основні методи цього аналізу вчаться добирати необхідний матеріал з літературних статистичних та інших джерел систематизувати...
68443. Аналіз грошових потоків. Сутність грошового потоку, необхідність аналізу грошових коштів та їх руху 164.5 KB
  Успішне функціонування підприємства в ринкових умовах можливе лише за умов здійснення безперервного руху грошових коштів їх надходження приплив і витрачання від вибуття забезпечення наявності певного вільного залишку на рахунках банку. Згідно з ПСБО 4 Звіт про рух грошових коштів грошові...
68444. Аналіз фінансового ризику та шляхи його зниження 267.5 KB
  Під фінансовим ризиком підприємства розуміється ймовірність виникнення несприятливих фінансових наслідків у формі втрачання доходів або капіталу в ситуації невизначеності умов проведення його фінансової діяльності. Фінансовий ризик є об’єктивним явищем функціонування будь-якого підприємства...
68445. Аналіз фінансового стану неплатоспроможних підприємств і запобігання їх банкрутству 125.5 KB
  Нині діє Закон України «Про поновлення платоспроможності боржника або визнання його банкрутом», яким встановлюються умови та порядок поновлення платоспроможності суб’єкта підприємницької діяльності або визнання його банкрутом і застосування ліквідаційної процедури.
68446. Особливості фізичного виховання дітей із ослабленим здоров’ям 62.36 KB
  Дітям рекомендують додаткові оздоровчі фізичні вправи для підвищення рівня фізичної підготовленості. Тимчасово протипоказані плавання ходьба на лижах біг на ковзанах Дихальні вправи особлива увага приділяється диханню носом і подовженому видиху; вестибулярне тренування; ходьба; вправи на координацію...
68447. Особенности социально-политического и экономического развития России в начале ХХ вв. Первая мировая война. Февральская революция 1917 год 103.5 KB
  ХХ век в мировой истории Особенности социально-политического и экономического развития России в начале ХХ вв. Экономическое развитие России Российская империя оставалась самым крупным государством мира многонациональным около 100 народов и народностей и многоконфессиональным.
68448. Специфические особенности психологии как естественной и социальной науки 802.5 KB
  Наличием души пытались объяснить все непонятные явления в жизни человека. Задачи психологии наблюдение за поведением поступками реакциями человека. Психология это наука об отражательной деятельности мозга регулирующей поведение и деятельность наука об общих психических закономерностях...