49866

Ленточный транспортер

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Для передачи крутящего момента от двигателя использован цилиндрический соосный двухпоточный мотор-редуктор, который состоит из прямозубых зубчатых колес с внешним зацеплением(быстроходная ступень) и внутренним (тихоходная ступень). Чугунный корпус имеет разьем в вертикальной плоскости.

Русский

2014-01-16

563.29 KB

9 чел.

Содержание                                  

   Введение                                                                     2                    

1 Кинематический расчет привода      3                      

2 Расчет зубчатой передачи       4

3 Эскизное проектирование валов      4

4 Расчет подшипников        9

5 Проверочный расчет валов на прочность    14

6 Расчет соединений         21

7 Выбор смазочных материалов      26

8 Расчет упругих элементов       27

9 Подбор муфты         28

10 Список  используемой литературы     29


Введение

Ленточный транспортер – машина непрерывного (реже периодического) транспорта для перемещения штучных грузов или сыпучих материалов в таре.

Для передачи крутящего момента от двигателя использован цилиндрический соосный двухпоточный мотор-редуктор, который состоит из прямозубых зубчатых колес с внешним зацеплением(быстроходная ступень) и внутренним (тихоходная ступень). Чугунный корпус имеет разьем в вертикальной плоскости.

Зацепление в редукторе смазывается погружением в маслянную ванну; подшипники заправляются пластичным смазочным материалом ЦИАТИМ 221.

Кинематический расчет

  1.  Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода определяют по формуле:

где Ft - окружная сила, Ft=4000 Н; v – скорость ленты, v=0,9 м/с; общ – общий КПД кинематической цепи.

где ред – КПД редуктора, оп = 0,96; муф – КПД муфты, муф =0,98; под– КПД подшипника, под =0,99.

По таблице 24.9 [2, c. 459] выбирается электродвигатель АИР 100L4/1410 с мощностью

Pэ=4 кВт.

  1.  Определение частот вращения и вращательных моментов на валах

Определяется частота вращения привода nпр (мин-1)

где D – диаметр барабана, D=355 мм.

Определяется передаточное число редуктора uред

где nэ – частота вращения электродвигателя, nэ=1410 мин-1.

Определяется вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм)

Расчет зубчатой передачи

Результаты расчета приведены в распечатках 1 и 2.

В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем  выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая,  в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Для конструктивной проработки принят вариант 8. В этом случае выбирается марка стали колеса – 45, а для шестерни – 40Х улучшенная.

Эскизное проектирование валов

Крутящий момент в поперечных сечениях  валов

 Быстроходного     TБ= 25,6 Hм

Промежуточного  Tпр= 157,26 Hм

Тихоходного         TТ= 725,4 Hм

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.45]:

  1.  для промежуточного вала

Диаметр вала под колесо

по ряду нормальных линейных размеров dК=38 мм.

Диаметр заплечика колеса

где f – размер фаски колеса, f=1,2 мм по таблице [2, с.46].

по ряду нормальных линейных размеров dБК=48 мм.

Из условия принимается диаметр под подшипник dП=35 мм.

  1.  для тихоходного вала

по стандартному ряду  d=50 мм.

Диаметр вала под подшипник

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается dП=60 мм.

Диаметр заплечика подшипника

принимается dБП=71 мм.

Диаметр под колесо

Примерная длина хвостовика тихоходного вала

Расчет подшипников

  1.  Выбор типа подшипников

Для опор цилиндрических косозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера.  Так как неизбежны  погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.

  1.   Расчет подшипников на промежуточном валу
    1.  Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

Изгибающие моменты, от осевых сил, действующих в зацеплении.

 

Длины участков

Реакции в плоскости XOZ.

Реакции в плоскости YOZ.

Суммарные реакции.

  1.  Выбор подшипника

Выбирается подшипник радиальный легкой серии 208.

Более нагруженной является опора А. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

  1.  Расчет на ресурс

Радиальная сила

где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения 2 [2 табл. 7.6].

Осевая сила

Отношение

Получаем [2 табл.7.3]

Коэффициент осевого нагружения

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,19148

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=1; Y=0

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где - коэффициент безопасности, [2 табл. 7.6]; - температурный коэффициент [2 c.117],  

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.119].

, следовательно, выбранный подшипник 208 подходит.

  1.  Расчет подшипников на тихоходном валу
    1.  Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

Из-за того что редуктор двухпоточный будет действовать 0,2Ft т.к. полностью компенсироваться силы не могут.

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия муфты и появления в связи с этим смещений. Радиальная жёсткость муфты втулочно-пальцевой.

 

где радиальное смещение,  

Длины участков вала.

Реакции, действующие в плоскости YOZ.

Реакции опор для расчёта подшипников

 

  1.  Выбор подшипника

Принимается радиальный подшипник 212.

Опора В более нагружена, следовательно расчёт ведут по ней.

  1.  Определение эквивалентной нагрузки

Радиальная сила

где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения 2 [2 табл. 7.6]

Осевая сила

Отношение

Получаем [2 табл.7.3]Коэффициент осевого нагружения

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,193

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=0,56; Y=0,44/e

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где - коэффициент безопасности, [2 табл. 7.6]; - температурный коэффициент[2 c.117],  

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.119].

, следовательно, выбранный подшипник 212 подходит.

  1.  Расчет подшипников приводного вала
    1. Силы, нагружающие подшипник

Радиальная сила на барабане приводного вала

 

Длины участков вала.

Реакции, действующие в плоскости YOZ.

Реакции опор для расчёта подшипников

Опора В более нагружена, следовательно расчёт ведут по ней.

  1.  Выбор подшипника

Принимается радиальный подшипник особо легкой серии 1212.

  1.  Определение эквивалентной нагрузки

Радиальная сила

где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения 2 [2 табл. 7.6]

Осевая сила

Коэффициент осевого нагружения

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,193

Значит Х=1; Y=3,4

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где - коэффициент безопасности, [2 табл. 7.6]; - температурный коэффициент [2 c.117],  V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.119].

, следовательно, выбранный подшипник 212 подходит.

Проверочный расчет валов на прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

5.1 Промежуточный вал (расчёт на статическую прочность).

Длины участков

Реакции опор А и B, полученные ранее из расчёта подшипников:

Опасное сечениe С

Определяем нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:   

 

        

-суммарный изгибающий момент, где - коэффициент перегрузки(для асинхронных двигателей =2,2 ).

Сечение B:

 

-момент сопротивления сечения вала;

 

 

-крутящий момент;

 -момент сопротивления сечения вала;

 

Промежуточный вал выполнен из Стали 5, для которой

Частные коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести  

Так как, то вал выдерживает заданную нагрузку.

 5.2 Тихоходный вал (расчёт на статическую прочность и сопротивление усталости).

Длины участков

Реакции опор А и B, полученные ранее из расчёта подшипников:

 

Определяем нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:   

 

-суммарный изгибающий момент, где - коэффициент перегрузки(для асинхронных двигателей =2,2 ).

Сечение B:

 

-момент сопротивления сечения вала;

 

 

-крутящий момент;

 -момент сопротивления сечения вала;

 

Промежуточный вал выполнен из Стали 45, для которой

 

Частные коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести  

Так как, то вал выдерживает заданную нагрузку.

Расчёт тихоходного вала на сопротивление усталости:

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

 

 

 

Коэффициенты снижения предела выносливости

 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

 

Коэффициент влияния ассиметрии цикла

 

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

 

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

 

5.3 Приводной вал (расчёт на статическую прочность).

Опасное сечение D:

Определяем нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:   

 

        

-суммарный изгибающий момент, где - коэффициент перегрузки(для асинхронных двигателей =2,2 ).

Сечение D:

 

-момент сопротивления сечения вала;

 

 

-крутящий момент;

 -момент сопротивления сечения вала;

 

Промежуточный вал выполнен из Стали 45, для которой

 

Частные коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести  

Так как, то вал выдерживает заданную нагрузку.

Расчет соединений

6.1 Шпоночные соединения

Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с вала на муфту. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.

6.1.1. Шпонка на валу электродвигателя

Для d=28 мм: b=8 мм, h=7 мм по таблице 24.29 [2 c. 476]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок, учитывая, что насадок от осевого смещения фиксируется установочным винтом,  вворачивающимся в шпонку,  принимается L=18 мм.

6.1.2. Шпонка на тихоходном валу.

Для d=37,3 мм: b=10 мм, h=8 мм по таблице 24.27 [2 c. 432]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается .

Аналогичная шпонка ставится на хвостовике приводного вала.

6.1.3. Шпонка на приводном валу.

Для d=37,3 мм: b=10 мм, h=8 мм по таблице 24.27 [2 c. 432]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается .

  1.   Соединения с натягом

Соединения с натягом применяются для передачи вращающего момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения. В цилиндрических косозубых передачах соединения вал – ступица нагружены изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал – ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия не раскрытия стыка.

6.2.1 Подбор посадки с натягом для колеса на тихоходном валу

Исходные данные.

Среднее контактное давление (МПа).

где K – коэффициент запаса сцепления, К=3 [2 c. 88]; f – коэффициент сцепления (трения), для материала пары сталь-сталь и сборки прессованием f =0,08 [2 c. ].

Деформация деталей (мкм).

где - коэффициенты жесткости; Е – модуль упругости, для стали ;  - коэффициент Пуассона, для стали .

Поправка на обмятие микронеровностей (мкм).

где - средние арифметические отклонения профиля поверхностей, по таблице 22.2 [2 c. 349].

Т.к. редуктор цилиндрический, и небольшие скорости вращения и моменты, редуктор не нагревается до высоких температур, поэтому не вычисляется поправка на температурную деформацию.

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего момента.

Максимальный натяг (мкм), допускаемый прочностью охватывающей детали.

- максимальная деформация, допускаемая прочностью охватывающей детали,

- максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали,

- предел текучести материала охватывающей детали, .

Выбор посадки.

По значениям выбирается по таблице 6.3 [2 c. 90] подходящая посадка H8/za8.

Сила запрессовки для выбранной посадки.

где - давление при максимальном натяге выбранной посадки; - коэффициент сцепления (трения) при прессовании, .

6.2.2 Подбор посадки с натягом для колеса на промежуточном валу

Исходные данные.

Среднее контактное давление (МПа).

где K – коэффициент запаса сцепления, К=3 [2 c. 88]; f – коэффициент сцепления (трения), для материала пары сталь-сталь и сборки прессованием f =0,08 [2 c. ].

Деформация деталей (мкм).

где - коэффициенты жесткости; Е – модуль упругости, для стали ;  - коэффициент Пуассона, для стали .

Поправка на обмятие микронеровностей (мкм).

где - средние арифметические отклонения профиля поверхностей, по таблице 22.2 [2 c. 349].

Т.к. редуктор цилиндрический, и небольшие скорости вращения и моменты, редуктор не нагревается до высоких температур, поэтому не вычисляется поправка на температурную деформацию.

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего момента.

Максимальный натяг (мкм), допускаемый прочностью охватывающей детали.

- максимальная деформация, допускаемая прочностью охватывающей детали,

- максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали,

- предел текучести материала охватывающей детали, .

Выбор посадки.

По значениям выбирается по таблице 6.3 [2 c. 90] подходящая посадка H8/z8.

Сила запрессовки для выбранной посадки.

где - давление при максимальном натяге выбранной посадки; - коэффициент сцепления (трения) при прессовании, .

  1.  Выбор смазочных материалов

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в  воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую  вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения (из распечатки).

И для тихоходной, и для быстроходной ступеней контактные напряжения меньше 600 Мпа.

Частота вращения промежуточного вала  .

Круговая частота и окружная скорость.

По таблице 11.1 [2 c. 200] выбирается кинематическая вязкость масла 28. По таблице 11.2 [2 c. 200] выбирается марка масла И-Г-А-32.

И – индустриальное

Г – для гидравлических систем

А – масло без присадок

32 – класс кинематической вязкости

8  Расчет упругих элементов

При сборке многопоточных редукторов может получиться так, что зубы замыкающего зубчатого колеса не попадут во впадины сопряженного колеса. Это может произойти вследствие неизбежных погрешностей изготовления, например, в относительном угловом положении зуба и паза для шпонки в ступице колеса, смещение этого паза относительно оси отверстия, смещения шпоночного паза относительно оси вала, а также накопленных погрешностей окружных шагов колес.

Осуществляя сборку передачи при наличии угловой погрешности принудительным поворотом замыкающего колеса, получают значительное предварительное нагружение передач, а в последующем неравномерное распределение внешнего вращательного момента по отдельным потокам.

Для выравнивания нагрузки между потоками применяют специальные уравнительные механизмы или встраивают упругие элементы. При проектировании редуктора в качестве упругих элементов были применены пружины сжатия, т.к. передача средненагруженная.

Диаметр

Средний диаметр пружины

Диаметр проволоки пружины определяется из условия обеспечения необходимой жесткости узла.

где i – число рабочих витков пружины, i=5; z – число зубьев колеса, z=129; Tу – закручивающий момент; n – число пружин, n=6; a – коэффициент, зависящий от числа пружин, a=1,42.

По стандартному ряду принимается d=3,4 мм.

Расчетная нагрузка

где е – коэффициент, зависящий от числа пружин, е=1,41;

p- число потоков.

Условие прочности пружины.

по таблице 20.2 [2 c. 307] для материала проволоки,

следовательно выбранные пружины подходят.

  1.  Выбор муфты.

Муфта втулочно-пальцевая с диском.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Допускает значительные отклонения валов:

-радиальные 0,3 мм

-осевые  мм

-допускаемый перекос валов 0,6/100 мм/мм

Список использованной литературы

  1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3  М., Машиностроение, 1982.
  2.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Л., Высшая школа, 2004.
  3.  Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.

 

 


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

18753. ФЦП «Жилище» как механизм решения жилищных проблем молодой семьи 17.28 KB
  ФЦП Жилище как механизм решения жилищных проблем молодой семьи. Нацпроект Доступное и комфортное жилье гражданам России. Жилищные проблемы молодых семей и механизмы её решения. ФЦП Жилище как механизм решения жилищных проблем. Ипотечное кредитование как инструм
18754. Молодёжная субкультура 26.26 KB
  Молодёжная субкультура. Классификации молодежных субкультур по различным основаниям.Условия жизни в большом городе создают предпосылки для объединения молодёжи в разнообразные группы движения являющиеся фактором сплочения формирующие коллективное сознание в эт
18755. Характеристики молодежной субкультуры 29.86 KB
  Характеристики молодежной субкультуры. Субкультура от лат. sub под и культура совокупность специфических социальнопсихологических признаков норм ценностей стереотипов вкусов и т. п. влияющих на стиль жизни и мышления определённых номинальных и реальных групп
18756. Система работы с молодежью, оказавшейся в трудной жизненной ситуации (ТЖС) 21.4 KB
  Система работы с молодежью оказавшейся в трудной жизненной ситуации ТЖС. Понятие и сущность ТЖС. Особенности молодёжи оказавшейся в ТЖС. Технологии социальной работы с молодежью оказавшейся в ТЖС. Типы и виды учреждений и организаций работающих с подростками и молод...
18757. Система социального обслуживания молодежи 22.33 KB
  Система социального обслуживания молодежи. Понятие и сущность социального обеспечения социального обслуживания социальной защиты и социальной работы. Закон о социальном обслуживании населения 1995 г. Социальные гарантии и минимальные социальные стандарты. Особенно
18758. Технологии социальной работы с молодежью 22.48 KB
  Технологии социальной работы с молодежью. Определение сущность классификации сфера воздействия. Технологии адаптации реабилитации диагностики профилактики определение специфика сущность целевая аудитория примеры реализации. Определение сущность классиф...
18759. Клубные технологии в работе с молодежью 20.98 KB
  Клубные технологии в работе с молодежью. Определение и основные типы клубов. Специфика клубных технологий в сфере работы с молодежью. Организация работы подростковомолодёжного клуба по месту жительства документы регламентирующие деятельность клуба планирование ра
18760. Методы исследования ППИ молодёжи 26.08 KB
  Методы исследования ППИ молодёжи. Сущность метода экспертной оценки. Метод попарного сравнения. Метод опроса наблюдения контент анализ. Фокус группа. Модерация. Сущность экспертной оценки. Метод экспертных оценок одна из форма получения и оценки маркетингово
18761. Социальная безопасность молодежи 24.21 KB
  Социальная безопасность молодежи. Сущность и структура безопасности личности и общества. Жизнь людей во все времена была небезопасна. С момента рождения человека подстерегают многочисленные опасности его существованию и благополучию: голод болезни хищные животные...