Расчет привода ленточного конвейера (окружное усилие - 5,5 Кн, скорость конвейера - 1,5 м/с, диаметр барабана - 200 мм)

Федеральное агентство по образованию  (Рособразование)

Архангельский государственный технический университет

Кафедра прикладной механики

(наименование кафедры)

(фамилия, имя, отчество студента)

Факультет

ПЭ

курс

3

группа

2

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ 11.1.5.07.КП.28.02.00.00.ПЗ

По дисциплине

Механика

На тему

Расчет привода ленточного конвейера

(наименование темы)

Руководитель  проекта

(должность)

(подпись)

(и.,о., фамилия)

Проект допущен к защите

(подпись руководителя)

(дата)

Решением комиссии от «

»

2007   г.

признать, что проект

выполнен и защищён с оценкой

Члены комиссии

(должность)

(подпись)

(и.,о., фамилия)

Архангельск

2007

ЛИСТ ЗАМЕЧАНИЙ

СОДЕРЖАНИЕ

1.  Энергетический и кинематический расчеты привода [1]……………………..5

2.  Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи[2]……………………..7

3.  Расчет открытой ремённой  передачи [2]…………………………….………..11

4.  Расчет и конструирование валов редуктора [3]…………………………….…15

5. Конструирование шкива открытой ремённой передачи [2]…………………..18

6.  Подбор подшипников валов редуктора [4]…………………………………….20

7.  Подбор муфты [3]……………………………………………………………….22

8.  Расчет шпонки [3] ………………………………………………………………23

Список используемой литературы…………………………………………………24

1.ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

Исходные данные:  Окружное усилие F_t=5,5 Кн.

                                 Скорость конвейера V=1,5 м/с.

                                 Диаметр барабана   D_б=200 мм.

                                Срок службы конвейера 7000 часов.

Определим мощность на рабочем валу, и частоту вращения рабочего вала:

        

 кВт.

  об/мин.

Мощность на рабочем валу привода  P_p.в=8,25  кВт

Частота вращения рабочего вала n_p.в=143,2  об/мин

1.  Укажем номера валов привода.

2.  Мощность на рабочем валу привода  P_p.в=8,25  кВт

3.  Вычислим мощность на первом валу привода.

    

- КПД муфты;  [1]

- КПД открытой ремённой  передачи; =0,95

- КПД закрытой прямозубой цилиндрической зубчатой передачи;

= 0,97

- КПД пары подшипников качения; =0,99

 кВт

4.  Частота вращения рабочего вала n_p.в=143,3  об/мин

5.  Вычислим частоту вращения первого вала.

- передаточное число привода

U_p-передаточное число редуктора

U_зуб- передаточное число зубчатой передаичи

Принимаем предварительно  об/мин

           

6.  Выберем тип электродвигателя по таблице приложения А.1[1]

Двигатель АИР 132М4 ТУ16-525

,0  кВт          об/мин

7.  Вычислим частоты вращения валов привода.

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

8.  Определим угловые скорости.

  рад/с

 рад/с

 рад/с

 рад/с

9.  Вычислим мощность на валах привода.

 кВт

   кВт

 кВт

 кВт

10. Вычислим вращающие моменты на валах.

  Нм

 Нм

  Нм

 Нм

2. РАСЧЕТ  ЗАКРЫТОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ  ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Вращающий момент на ведомом валу (на валу 3)    Т₂ = 230,2  Н^.м.

Угловые скорости:ω₁ = 151,5 рад/с   ω₂ = 37,88  рад/с  .

Передаточное число передачи: U =4.

Вид нагрузки: передача цилиндрическая прямозубая, срок службы: t_p =7000 часов.

1.       Определяем материал для изготовления зубчатых колес.

Выбираем сталь 45, термообработка Н (нормализация).

Твердость заготовки:

для шестерни   207 НВ, для колеса 179 НВ.

Определяем число циклов нагружения зубьев:

для  зубьев шестерни: N₁=60n₁t_p;

для зубьев колеса  N₂=60n₂t_p, где  n₁  и  n₂  частоты вращения соответствующих шестерни и колеса, об/мин;

t_p – срок службы механизма, ч.    

N₁= 1447  об/мин          n₂= 361,75  об/мин

N₁=60^.1447^.7000=6,08^.10⁸       N₂=60^. 361,75  ^.7000=1,52^.10⁸      

Определяем допускаемые напряжения:

допускаемые напряжения при расчете зубьев  на усталостную контактную прочность:

для шестерни: [σ_Н]₁= (σ_Нlimb1/ S_Н) ^.K_НL1

для колеса: [σ_Н]₂= (σ_Нlimb2/ S_Н) ^.K_НL2

σ_Нlimb – предел выносливости зубьев при  контактном нагружении, Мпа.

При термообработке нормализация:

для шестерни:    σ_{Н limb1}=2 ^.НВ₁ +70

для колеса:         σ_{Н limb2}=2 ^.НВ₂ +70

σ_Нlimb1=2^.207+70=484 Мпа.

Σ_Нlimb2=2^.179+70=428 Мпа.

S_Н – коэффициент безопасности;

S_Н=1,1             K_НL=1

[σ_Н]₁=(484 /1,1) ^.1 =  440 Мпа.

[σ_Н]₂=(428/1,1) ^.1 = 389  Мпа.

Для прямозубых передач принимаем наименьшее значение:

[σ_Н]=389 Мпа.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев  на усталостную изгибную прочность:

для шестерни: [σ_F]₁= (σ_Flimb1/ S_F) ^.K_FL1 ^.K_FC

для колеса: [σ_F]₂= (σ_Flimb2/ S_F) ^.K_FL2 ^.K_FC

σ_Flimb – предел выносливости зубьев при  изгибном нагружени, Мпа.

При термообработке нормализация:

для шестерни:    σ_{F limb1}=1,75 ^.НВ₁ для колеса:         σ_{F limb2}=1,75 ^.НВ₂

σ_Flimb1=1,75^.207=362 Мпа.

Σ_Flimb2=1,75^.179=313 Мпа.

S_F – коэффициент безопасности

S_F=1,5

K_FL=1

K_FC=1

[σ_F]₁=(362/1,5) ^.1 ^.1=241 Мпа.

[σ_F]₂=(313/1,5) ^.1 ^.1=208,7 Мпа.

Для прямозубых передач принимаем наименьшее значение:

[σ_F]=208,7 Мпа.

2.       Межосевое расстояние из условия контактной прочности

К_а=430   коэффициент

u=4   передаточное число

Т₂ = 230,2  Н^.м  момент на ведомом валу

[σ_Н]=389 Мпа.  Допустимое контактное напряжение

=0,48    коэффициент ширины зубчатого венца

=1  коэффициент, учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

 мм.

Округляем до ближайшего по ГОСТ 2185-66:

=140 мм.

3.       Модуль зубьев:

=0,015^.140=2,1  мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60   =2,24  мм

4.      Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

=0   угол наклона зубьев.

   зубьев.

5.       Число зубьев шестерни:

   зубьев.

6.      Число зубьев колеса:

 зубьев

7.         Фактическое передаточное число

  ;   =4

9.       Диаметр делительной окружности:

для шестерни:   d₁= =2,24^.25/1=56  мм;

для колеса: d₂==2,24^.100/1=224 мм.

10.     Диаметр окружности вершин зубьев:

для шестерни:    d_a1=d₁+2m_n=56+2^.2,24=60,48 мм;

для колеса: d_a2=d₂+2m_n=224+2^.2,24=228,48 мм.

11.     Диаметр окружности впадин зубьев:

для шестерни:    d_f1=d₁-2,5m_n=56-2,5^.2,24=50,4мм;

для колеса: d_f2=d₂-2,5m_n=224-2,5^.2,24=218,4мм.

12.     Ширина зубчатого венца:

для шестерни: b₁=b₂+(2..5) мм=54мм для колеса:  b₂=ψ_ba=0,48 ^.140=67,2мм

13.     Окружная  скорость зубчатых колес, м/с,

V=ω₁ ^.d₁/2=151,5 ^.56 ^.0,001/2=4,24 м/с

По полученному значению окружной скорости принимаем степень точности передачи равную 9.

14.      Силы  в зацеплении, Н:

окружные:  F_t1=F_t2=2T₁/d₁=2 ^. 60/0,056=2,1Кh;

радиальные:  F_r1=F_r2=F_ttgα_w/cosβ=0,764 Кн;

α_w=20⁰;

осевые  F_a1=F_a2=F_ttgβ=0

15.       Контактное напряжение (проверочный расчет), Мпа,

-коэффициент, =436 для прямозубых

-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1,0

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, =1,0

-коэффициент динамической нагрузки , зависящий от окружной скорости зубчатых колес и степени точности передачи, =1,2.

Мпа.

[σ_Н]=389 Мпа.

Δ=(399 – 389)100% / 389=2,6%

Перегрузки более 5% нет.

16.     Напряжение изгиба (проверочный расчет), Мпа:

для шестерни: σ_F1=F_tY_βY_F1K_FαK_FβK_Fv/b₂m_n=

=2.1  ^.3.9 ^.1 ^.1 ^.1,14/0,0672 ^.2,24=76,2Мпа;

для колеса: σ_F2=F_tY_βY_F2K_FαK_FβK_Fv/b₂m_n=

=2.1 ^.3.61 ^.1 ^.1 ^.1,14/0,0672 ^.2,24=57,4Мпа.

Δ=(76.2 – 208)100% / 208=-63,3 %

Перегрузки более 5% нет.

3. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Исходные данные:   Мощности на ведомом и ведущем валах  Р₁=8,72 кВт, Р₂=8,21 кВт.

Угловые скорости:     рад/с      рад/с    

1. Частоты  вращения малого и большого шкивов:

             

   об/мин;   об/мин.

2. Расчетная передаваемая мощность:

;

 - коэффициент динамической нагрузки.

 кВт.

3. По полученным значениям определяем сечение клинового ремня, принимаем С(В)

4.  Размеры ремня:

расчетная   ширина: мм;

ширина: мм;

высота: мм;

площадь поперечного сечения: мм²;

масса 1 метра : кг.

5. Выбираем расчетный диаметр  меньшего шкива(таблица1.3[2]):

мм.

6. Передаточное отношение:

,        

7. Расчетный диаметр большого шкива:

;  =0,01-коэффициент относительного скольжения.

мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение: мм.

8. Фактическое передаточное отношение:

;

9. Минимальное межосевое расстояние:

,          мм.

10. Максимальное межосевое расстояние:

,          мм.

11.Принимаем межосевое расстояние  из условия 

Примем: а=1000 мм.

12.Расчетная длинна ремня:

мм

Принимаем стандартное значение по табл.1.3(прим.2)[2],мм.

13.Фактическое межосевое расстояние:

,

1014  мм

14. Угол обхвата ремнём меньшего шкива:

15. Условное обозначение выбранного ремня:

Ремень С(В)-3150 IV ГОСТ 1284.1-89

16. Скорость ремня:

17. Номинальная мощность , передаваемая одним клиновым ремнём:

                 кВт.

18.  Расчетное число клиновых ремней, необходимое для передачи мощности  Р_р, 

,  =0,95;  =0,80;  =0,97

Принимаем количество ремней =5.

19. Начальное натяжение ветви одного ремня F₀ c закреплёнными центрами шкивов:;       Н.

20.Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней:

  Н.

21.Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой  F₂ ветвей:

Одного клинового ремня:; .

 Н.

22. Сила давления на вал:

    

;                                                     Н.

23.Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви:

24. Напряжение в ремне от центробежных сил:

 ;  =1150 кг/м³

 МПа.

25. Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве:

;    y=4,6 мм;  Е_н=90 МПа.

 МПа.

26.Максимальное напряжение в ремне:

 МПа.

Прочность обеспечена, т.к. 

27. Частота пробегов ремня:

 с^-1

Условие долговечности обеспечено.

28.Параметры передачи заносим в таблицу:

Параметр	Обоз- начение	Ед.из- мере-ния	Значе- ние	Параметр	Обоз- начение	Ед.из- мере- ния	Значе- ние
Тип ремня		-	С(В)	Начальное натяжение ремня		Н	379,7
Передаточ-ное отношение		-	2,52	Окружная сила, передаваемая комплектом ремней		Н	2300
Диаметр ведущего шкива		мм	200	Сила давления на валы		Н	3755,3
Диаметр ведомого шкива		мм	500	Угол обхвата ремнем меньшего шкива		…0	163
Длина ремня		мм	3150	Частота пробегов ремня		с-1	1,2
Межосевое расстояние		мм	1014	Сила натяжения ведущей ветви ремня		Н	609,7
Скорость ремня		м/с	3,79	Сила натяжения ведомой ветви ремня		Н	149,7
Число ремней		шт.	5	Максимальное напряжение в ремне		Мпа	6,8

4.     РАСЧЕТ ВАЛОВ

РАСЧЕТ ВАЛА  «2»

Исходные данные Т₁-вращающий момент на валу

Т₁=60  нм.

Материал вала:

сталь  45.

1)  Определение допускаемых напряжений.

Для  стали  45  по таблице находим   МПа.

  МПа.

Тогда:

  МПа.

Вычисляем  диаметр выходного конца вала из условия прочности при кручении:

 мм.

 мм.

Принимаем по ГОСТ 12080-60  на размеры цилиндрических концов валов без резьбового конца диаметр вала выходного конца = 20 мм.

длина выходного конца, исполнение 1  l=50 мм.

2)  Определяем диаметр вала под подшипники:

Выбор t выполняется по данным рисунка 1.13, литература [3]

Для диаметра 20 , t=2,2

d_n=20+2^.2,2=24,4

Окончательно принимаем  d_n=25 мм.

Размеры d_a1     и   b₁ выбираются из расчета закрытой конической зубчатой передачи.

РАСЧЕТ ВАЛА «3»

Исходные данные:

Т₂=230,2  н^.м.

Принимаем сталь 45 для корой   МПа.

  МПа.

  МПа.

 мм.

По таблице  1.3 [3] принимаем   d_вых=30  мм,  l=80  мм.

d_п=30+2^.2,2=34,4

принимаем 35 мм.

Принимаем ближайший по Ra40  d_зуб=40 мм.

мм.

Из ряда Ra40  принимаем 45 мм.

5.КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВА ОТКРЫТОЙ РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Схема шкива будет выглядеть следующим образом:

Шкив изготавливают литьём из чугуна СЧ15  ГОСТ 1412-85.

1.Обод.

Размеры канавок шкивов будут следующими:(табл.1.16[2])  

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

;

.

Ширина обода шкива клиноременной передачи:    

К=5;

мм.

Наружный диаметр шкива передачи:

мм.

Наружная ширина канавки шкива:

мм.

Толщина обода шкива:

мм.

2.Диск

Толщина диска шкива:

мм.

мм; ;

;

мм.

мм.

3.Ступица.

Внутренний диаметр ступицы d=30  мм.

Длина ступицы мм.

Диаметр ступицы .

Фаска: с=2мм.

6.  ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.

1.Быстроходный вал редуктора:

исходные данные:

осевая сила:          F_A=0 н.

радиальная сила:  F_r=764 н.      (из расчета закрытой зубчатой передачи)

Диаметр сапфы:

d_n=25 мм.

n₁=1447  об/мин.

Определим тип подшипника по отношению:

Тип подшипника определяем по рекомендациям источника [4] стр.64

Это однорядный радиальный  подшипник  типа  0000.

Принимаем подшипник первой серии  диаметров, с внутренним диаметром  25  мм.

Выбираем подшипник     105.

Из  таблицы 3.11 [4] выписывают  грузоподъемности:

динамическую:  С=11200

статическую:  С₀=5600

Вычисляем долговечность по формуле

а = 1   - коэффициент надежности.

n – частота вращения подшипника

Эквивалентная нагрузка Р  вычисляется по формуле:

F_a – осевая нагрузка

V – коэффициент вращения, V=1

K_б – коэффициент безопасности,   K_б=1,4 (таблица 3.6 [4])

K_Т - коэффициент учитывающий температуру,   K_Т = 1(таблица 3.7 [4])

X,Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевых нагрузок,

F_a/ С₀=0  по таблице 3.8 [4], определим е.   е = 0

вычисляем , сравниваем с е, видим что 

тогда по таблице 3.8 [4] определяем

X=1

Y=0

, Н.

 ч.

Рекомендуемый ресурс всех типов, согласно таб. 3.10 [4] от 10000 до 25000,

Следовательно, выбранный нами подшипник, обеспечивает необходимую долговечность.

2.Расчет подшипников тихоходного вала: исходные данные:

осевая сила:          F_A=0 н.

радиальная сила:  F_r=764 н;(из расчета закрытой зубчатой передачи)

Диаметр сапфы:

d_n=35 мм.

n₁=361,75 об/мин.

Определим тип подшипника по отношению:

Тип подшипника определяем по рекомендациям источника