Спроектировать привод к ленточному конвейеру

 

Задание на курсовой проект 

      Спроектировать  привод к ленточному конвейеру по схеме (рис. 1) и исходными данными:

• Окружное усилие на барабане
• Окружная скорость барабана
• Диаметр барабана
• Срок службы 
• Рабочая нагрузка постоянная

Рис. 1

 

      Представить расчетно-пояснительную записку  с полным расчетом

привода и два листа чертежей (формата  А4):

1. Двухступенчатого зубчатого редуктора;
2. Рабочих чертежей деталей редуктора – крышки корпуса, зубчатого колеса тихоходной передачи и его вала.

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Введение. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Кинематический  и силовой расчёт привода.

 

      На  первом этапе проектирования выполняют кинематический и силовой расчет привода: выбирают электродвигатель, определяют передаточное отношение привода и его ступеней, кинематические и силовые параметры. Расчет проводится в соответствии с заданной кинематической схемой привода и исходными данными. 

1. Выбор электродвигателя.

      Выбор стандартного электродвигателя проводят по трём признакам:

1. требуемой мощности;
2. типу;
3. частоте вращения.

 

2. Определение требуемой мощности электродвигателя.

      При постоянной нагрузке электродвигатели подбираются по расчетной мощности и частоте вращения

      Расчетная мощность двигателя:

      

Где - потребляемая мощность привода (мощность на выходе), :

( )

      КПД привода:

-пары подшипников качения, где -количество пар подшипников

-цилиндрической зубчатой передачи;

-муфты, где -количество муфт

      Значения  КПД передач привода выбираем по тал. 7 из методического

пособия:

      Зная  мощность на рабочем звене и КПД  привода, определим требуемую мощность электродвигателя:

( ) 

3. Выбор частоты вращения вала электродвигателя.

      Выбор частоты вращения вала электродвигателя производят с учетом средних значений передаточных отношений отдельных  передач. Определим передаточное отношение  привода по разрешающей способности:

      Где - передаточные отношения зубчатых передач.

Значения  передаточных чисел отдельных передач выбираем по тал. 8 из методического пособия:

      В нашем случае:

Частота вращения электродвигателя определяется по формуле:

где - частота вращения рабочего звена, мин ^-1. Она равна:

 

      Зная  частоту вращения рабочего звена  и передаточное отношение редуктора  по разрешающей способности, определим возможные частоты вращения вала электродвигателя:

 

4. Выбор типа электродвигателя.

      Выбор электродвигателя по каталогу проводится с учетом значения и . По каталогу выбирается большее ближайшее значение номинальной мощности , т.е. при выборе должно соблюдаться условие . Однако асинхронные двигатели допускают и перегрузки, т.е. может быть больше . Отклонение расчетной мощности от номинальной должно быть не более 8%.

      По  каталогу электродвигателей при  условии  выбираем электродвигатель АО2-42-8 с номинальной мощностью и номинальной частотой вращения .

      Проведем  отклонение расчетной мощности от номинальной:

, что допустимо.

2. Кинематический расчёт.

 

• Определяем  общее передаточное отношение привода  и передаточные отношения его ступеней:

      

Передаточное  число тихоходной зубчатой передачи редуктора возьмем  , тогда . 

• Определяем  частоты вращения элементов привода:

 


• Определение мощности на валах:

 


• Определяем  угловые скорости на элементах привода:

 


• Определяем  крутящие моменты  на элементах привода:

      Полученные  данные представим в виде таблицы № 1.

      Таблица № 1.

Элемент привода	,	,	,	,
1	720	2910,6	75,36	38,65
2	166,74	2766,2	17,45	158,52
3	55,58	2576,4	5,81	444,20

 
 
 
 
 
 
 
 

3. Расчет  зубчатых колес редуктора.
 


• Расчёт  быстроходной ступени.

3.1.1 Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени.

Определяем  по формуле:

Где - межосевое расстояние, мм;

 для прямозубых передач;

     - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки  по ширине венца зубчатого колеса. Принимаем согласно условиям - при симметричном расположение зубчатых колёс относительно опор, при твердости НВ поверхностей зубьев менее 350 -

- крутящий момент на колесе, ;

- допускаемых контактных напряжений,

- коэффициент ширены венца  колеса. при расчете цилиндрических передач задаются в зависимости от расположении шестерни относительно опор .

3.1.2 Выбор материалов.

      Выбираем  материалы со средними механическими  характеристиками: принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 260; для колеса – сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 230.

3.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений.

      Допускаемое контактное напряжение на поверхности  зубьев колёс определяются при проектном расчёте по формуле:

      

Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. При средней твёрдости поверхностей зубьев после улучшения меньше НВ350 предел контактной выносливости рассчитывается по формуле:

     - коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, при длительной эксплуатации редуктора.

     - коэффициент безопасности.

      Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

Для колеса:

Для шестерни:

      Допускаемое контактное напряжение определяем окончательно, при условии, что :

Допускаемое  расчетное  контактное напряжение для передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса  .

=

      Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев, определяем согласно условиям:

      

    После вычисления межосевое расстояние необходимо принять по стандартному значению межосевого расстояния в соответствии с ГОСТ 2185-81:  

      3.1.4 Определение нормального модуля зацепления.

      Модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: выбрать модуль зацепления, который принимается в пределах (0,01….0,02)   и приравнять его стандартному значению по ГОСТ 9563-80 (мм).

Принимаем по ГОСТ 9563-60

      3.1.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса .

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле:

Определим число зубьев шестерни:

Определим число зубьев колеса:

      Число зубьев округляют в большую сторону  до целого и по округлённым значениям уточняют фактическое передаточное число по формуле: . С ГОСТ2185-81 принимаем .

        Проверить межосевое расстояние:

      3.1.6 Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительные диаметры шестерни :

Делительные диаметры колеса :

      Проверить межосевое расстояние:

Диаметры  вершин шестерни:

Диаметры  вершин колеса:

Диаметры  впадин шестерни:

Диаметры  впадин колеса:

Ширина  зубчатого венца колеса:

Ширина  зубчатого венца шестерни:

Согласно  нашим данным принимаем 

      3.1.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

      

3.1.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности передачи.

      

      Для прямозубых колёс при до 5 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.

3.1.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений.

      Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, определяется следующим выражением:

      

      Где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, характеризует погрешности изготовления;

           - коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине  венца;

           - коэффициент динамической нагрузки.

          Таким образом:

3.1.10 Проверка зубчатой передачи на выносливость по контактным напряжениям для прямозубых передач.

           , что соблюдается.

      3.1.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе.

      Проверка  зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению:

      

Где - окружная сила, действующая в зацеплении:

      

Радиальная: , где угол зацепления.

      В данном случае , при , твердости НВ<350 и симметричном расположении колес относительно опор, выбираем:

 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент динамичности, который выбирается в зависимости от окружной скорости и термообработки.

      Отсюда  следует, то .

Коэффициент компенсирует погрешности  принятой расчётной схемы и при расчёте прямозубых колёс не учитывается.

Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями и определяется по формуле:

      Где коэффициент торцового перекрытия, - степень точности.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев: для шестерни ,  

              для колеса  ,

      3.1.12 Допускаемое напряжение вычисляем по формуле:

      

       - предел выносливости при отнулевом цикле. Для стали 45 улучшенной при твердости НВ<350, .

      Для шестерни

      Для колеса

      Определим коэффициент безопасности

      Коэффициент учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес;

      Коэффициент учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок). 

      

 
 
 
 


      Вычисляем допускаемое напряжение:

      Для шестерни

      Для колеса

      Вычислений  соотношение  :

      Для шестерни

      Для колеса                                                         

      Дальнейший  расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено. 


3.2 Расчёт тихоходной ступени.

      3.2.1 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени.

      Где - межосевое расстояние, мм;

        для прямозубых передач;

       - коэффициент нагрузки, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки  по ширине венца зубчатого  колеса. Принимаем согласно условиям - при симметричном расположение зубчатых колёс относительно опор, при твердости НВ поверхностей зубьев менее 350 -

- крутящий момент на колесе, ;

- допускаемых контактных напряжений,

- коэффициент ширены венца  колеса. при расчете цилиндрических передач задаются в зависимости от расположении шестерни относительно опор .

      3.2.2 Выбор материалов.

      Для тихоходной ступени выбираем аналогичные  материалы, что и для быстроходнодной: принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 250; для колеса – сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 220.

3.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений.

      Допускаемое контактное напряжение на поверхности  зубьев колёс определяются при проектном расчёте по формуле:

      

      Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. При средней твёрдости поверхностей зубьев после улучшения меньше НВ350 предел контактной выносливости рассчитывается по формуле:

       - коэффициент долговечности,  при числе циклов нагружения  больше базового, при длительной  эксплуатации редуктора.

       - коэффициент безопасности.

      Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

      Для колеса:

      Для шестерни:

      Допускаемое контактное напряжение определяем окончательно, при условии, что  :

      Допускаемое  расчетное  контактное напряжение для передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса  .

       =

      Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев, определяем согласно условиям:

      

      После вычисления межосевое расстояние необходимо принять по стандартному значению межосевого расстояния в соответствии с ГОСТ 2185-81:  

      3.2.4 Определение нормального модуля зацепления.

      Модуль  зацепления принимаем по следующей  рекомендации: выбрать модуль зацепления, который принимается в пределах (0,01….0,02)   и приравнять его стандартному значению по ГОСТ 9563-80 (мм).

Принимаем по ГОСТ 9563-60

      3.2.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса .

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле:

Определим число зубьев шестерни:

Определим число зубьев колеса:

Уточняют  фактическое передаточное число  по формуле:

      Проверить межосевое расстояние:  


      3.2.6 Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительные диаметры шестерни :

Делительные диаметры колеса :

Проверить межосевое расстояние:

Диаметры  вершин шестерни:

Диаметры  вершин колеса:

Диаметры  впадин шестерни:

Диаметры  впадин колеса:

Ширина  зубчатого венца колеса:

Ширина  зубчатого венца шестерни:

Согласно  нашим данным принимаем 

      3.2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

      

8. Определение окружной скорости колёс  и степени точности передачи.

      

      Для прямозубых колёс при до 5 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.

9. Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений.

      Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, определяется следующим выражением:

      

      Где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, характеризует погрешности изготовления;

           - коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине  венца;

           - коэффициент динамической нагрузки.

      Таким образом:

10. Проверка зубчатой передачи на выносливость по контактным напряжениям для прямозубых передач.

      

       , что соблюдается.

11. Расчёт зубьев на выносливость при изгибе.

      Проверка  зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению:

      

Где - окружная сила, действующая в зацеплении:

      

Радиальная: , где угол зацепления.

      В данном случае - коэффициент нагрузки, при , твердости НВ<350 и симметричном расположении колес относительно опор, выбираем:

- коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по длине  зуба;

- коэффициент динамичности, который  выбирается в зависимости от  окружной скорости и термообработки.

      Отсюда  следует, то .

      Коэффициент компенсирует погрешности  принятой расчётной схемы и при расчёте прямозубых колёс не учитывается.

      Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями и определяется по формуле:

      

      Где коэффициент торцового перекрытия, - степень точности.

       - коэффициент, учитывающий форму  зуба и зависящий от эквивалентного  числа зубьев: для шестерни ,  

                              для колеса ,

12. Допускаемое напряжение вычисляем по формуле:

      

       - предел выносливости при  отнулевом цикле. Для стали 45 улучшенной при твердости НВ<350, .

      Для шестерни

      Для колеса

      Определим коэффициент безопасности

      Коэффициент учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес;

      Коэффициент учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок). 

      

      Вычисляем допускаемое напряжение:

      Для шестерни

      Для колеса  
 


      Вычислений  соотношение  :

      Для шестерни

      Для колеса                                                         

      Дальнейший  расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

      

Условие прочности выполнено. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


4. Предварительный расчет валов.
 


      Предварительный  расчет  проведем  на  кручение  по  пониженным допускаемым  напряжениям.  Материал  тот  же  что  и   шестерня  Сталь 45 улучшенная.

        Расчёт начинают с определения  наименьшего диаметра вала из  условия работы только на кручение  по формуле:

      

      где, – крутящий момент, передаваемый валом;

       - допускаемое напряжение на  кручение, которое рекомендуется принимать (10 – 20) МПа вне зависимости от материала вала.  


2. Предварительный расчет ведущего вала редуктора.

      

где – диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя. Допускаемое напряжение на кручение

      

      Полученный  диаметр вала округляем до ближайшего стандартного значения:

      Для обеспечения передачи крутящего  момента с вала двигателя на ведущий вал стандартной муфтой, необходимо выполнить условие:

      

 


      Где - возможные диаметры вала редуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя;

       - диаметр вала выбранного электродвигателя;

      

      Учитывая, что прочность вала должна быть обеспечена , принимаем

      Так  как  вал  редуктора  соединен  с валом двигателя муфтой,  то необходимо согласовать диаметры двигателя и вала . Муфты УВП могут соединять валы с соотношением , но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры.

      Вычислим  диаметр вала под подшипником:

      

      Где высота заплечника. Подшипник №208 ГОСТ 8338-75.

      Диаметр вала под шестерней 

      Где координата фаски подшипника.

      Шестерню  выполняем за одно целое с валом. 


3. Предварительный расчет промежуточного вала редуктора:

      Материал  тот же что и  шестерня Сталь 45 улучшенная. Диаметр промежуточного вала при допускаемом напряжении на кручении .

      

      Полученный  диаметр вала округляем до ближайшего стандартного значения

      Вычислим  диаметр вала под подшипником:

      

      Подшипник №209 ГОСТ 8338-75.

      Вычислим  диаметр вала под колесом:

      

      Диаметр вала под колесом

      Диаметр вала под шестерней 

Где размеры фаски колеса. Шестерню выполним за одно с валом.

Диаметр и длинна ступицы:

      

      Принимаем

      

      Принимаем

      Толщина венца  . Примем

      Толщина диска 

4. Предварительный расчет ведомого вала редуктора.

      Материал  тот же что и  шестерня Сталь 45 улучшенная. Диаметр  выходного  конца  при  допускаемом  напряжении .

      Определения наименьшего диаметра ведомого вала:

      

      Полученный  диаметр вала округляем до ближайшего стандартного значения

Диаметр вала под подшипником принимаем . По рекомендации примим  . Подшипник №212 ГОСТ 8338-75.

      Диаметр вала под зубчатым колесом

      Диаметр и длинна ступицы:

      

      Принимаем

      

      Принимаем

      Толщина венца  . Примем

      Толщина диска   
 
 


5. Конструктивные  размеры корпуса  редуктора.
 


      Толщина стенки корпуса:

       ; примем

      Толщина стенки крышки:

       ; примем 

      Толщина фланца корпуса и крышки:

• Фундаментального , примем 
• Корпуса (соединение с крышкой)
• Крышки (соединение с корпусом) , примем .

      Диаметр болтов, соединяющие (размеры болтовых соединений по ГОСТ 11284-75) :

• Редуктор с рамой . Болт М16
• Корпус с крышкой у бобышек подшипника . Болт М12
• Корпус с крышкой по периметру соединения . Болт М8
• Смотровую крышку с крышкой редуктора . Болт М10
• Крышку подшипникового узла с корпусом . Болт М8

  
 
 
 
 
 
 
 
 


6. Уточненный  расчет валов.
 

2. Расчет  быстроходного вала.

      Проводим  силы , к точке на оси вала. При этом возникает пара сил:

      

Где делительные диаметры шестерни.

      Определяем  величину консольной нагрузки:

      

      Определяем  реакции опор, используя уравнение статики.

В плоскости  ZY:

      По  условию 

      По  условию 

          Проверка:

       (верно). Условие выполняется.

В плоскости  ZX:

      По  условию 

      По  условию 

      

      Определение реакции опор от консольной нагрузки .

В плоскости  :

      По  условию 

      

      По  условию 

      

      Определение изгибающего момента.

В плоскости  ZY:

      

      

      

      

      

      

      

Плоскость XY:

      

      

      

      

      

В плоскости  консольной нагрузки:

      

      

      

Определим суммарные моменты:

      

      

      

      

      

      строим  эпюры изгибающих моментов , ,

      

      Сравнивая полученные результаты суммарных изгибающих моментов, делаем вывод, что наиболее опасным сечением вала является сечение 2-2. 


      Проверочный расчет вала на сопротивление усталости. 


Материал  вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение. При диаметре заготовки до 90 мм (диаметры вершин шестерни ) среднее значение предела прочности .

      Определяем  запас прочности:

      

      Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

      

      Где - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, .

       - коэффициент концентрации нормальных  напряжений;

       - масштабный фактор для нормальных  напряжений;

      Амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба ;

- осевой момент сопротивления  сечения вала.

      Коэффициент ;

        - среднее напряжение цикла нормальных напряжений (Осевая нагрузка на вал отсутствует).

      

      Коэффициент запаса прочности по напряжениям  кручения:

      

      Где - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

      

      

      

      

      

      Определяем  запас прочности:

. Условие прочности выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


3. Расчет  промежуточного вала.

      Проводим  силы:

       , ( на колесе);

       , ( на шестерне).

      При этом возникает пара сил:

                              

      Определяем  реакции опор, используя уравнение  статики.

      В плоскости ZY:

По условию:

      

По условию:

Проверка:

(верно). Условие выполняется.

      В плоскости XY:

По условию:

      

По условию:

Проверка:

(верно). Условие выполняется.

      Определяем  изгибающие моменты.

В плоскости  ZY:

• В сечении 1-1:

                      

• в сечении 2-2:

                      

• в сечении 3-3:

                

В плоскости  XY:

• в сечении 1-1:
• в сечении 2-2:
• в сечении 3-3:

      Определяем  изгибающие моменты.

В сечении 1-1:

В сечении 2-2:

В сечении 3-3:

 
 
 
 
 


Строим  эпюры изгибающих моментов , .

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


4. Расчет  тихоходного вала.

Проводим  силы , к точке на оси вала. При этом возникает пара сил:

      Определяем  величину консольной нагрузки:

      

      Определяем реакции опор, используя уравнение статики.

В плоскости  ZY:

      По  условию 

      По  условию 

      Проверка:

(верно). Условие выполняется.

В плоскости  XY:

      По  условию 

      По  условию 

      

      Определяем  реакции опор от консольной нагрузки .

В плоскости  :

      По условию

      

      По  условию 

      

      Определяем  изгибающие моменты.

В плоскости  ZY в сечении 2-2:

                         2-2:

В плоскости  XY в сечении 2-2:

В плоскости  консольной нагрузки:

• В сечении 1-1
• В сечении 2-2

      Определяем  изгибающие моменты.

В сечении 1-1:

В сечении 2-2:

       Строим эпюры изгибающих моментов , , .

      

      Наиболее опасным сечением вала является сечение 1-1. 


      Проверочный расчет вала на сопротивление усталости. 


      Материал  вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение. При диаметре заготовки свыше 120 мм (диаметры вершин шестерни ) среднее значение предела прочности .

      Определяем  запас прочности:

      

      Коэффициент запаса прочности по напряжениям  изгиба:

      

      Где - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, .

       - коэффициент концентрации нормальных  напряжений;

       - масштабный фактор для нормальных  напряжений;

      Амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба ;

- осевой момент сопротивления сечения вала.

      Коэффициент ;

       - среднее напряжение цикла  нормальных напряжений (Осевая нагрузка  на вал отсутствует).

      

      Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

      

      Где - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

      

      

      

      

      

      Определяем  запас прочности:

. Условие прочности выполняется.