Детали машин 3

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

ЮУрГУ.303341.110ПЗ



 Разраб.

Усков

 Провер.

Вайчулис

 Реценз.



 Н. Контр.



 Утверд.



Привод 

ленточного конвейера

Лит.

Листов

20

Содержание



Техническое задание…………………………………………………………….....2

Введение…………………………………………………………………………….3

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор 

    электродвигателя и редуктора…………………………………………………..4

1.1. Определение мощности на валу исполнительного органа………….....4

1.2. Определение расчетной мощности на валу электродвигателя………...4

1.3. Определение частоты вращения вала исполнительного 

       органа и двигателя………………………………………………………..4

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

1.5. Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора…………………….8

2. Выбор муфты…………………………………………………………..………..11

3. Проектирование открытой передачи…………………………………….….....12

4. Проектирование исполнительного органа………………………………....….14

4.1. Проектный расчет вала……………………………………....…………..14

4.2. Подбор подшипников и шпонок……………………………………… ..14

4.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность 

       по эквивалентному моменту………………………………………….....16

4.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность………………...18

4.5. Проверочный расчет шлицевых или шпоночных соединений………..19

Список использованных источников……………………………………………..20





ЮУрГУ 

Кафедра ОПМ





















		



к


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

Введение



В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам,  частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет ременной передачи.




Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

1. Кинематический и силовой расчет привода. 

  Выбор электродвигателя и редуктора



1.1. Определение мощности на валу исполнительного органа



Мощность P3, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:



(1.1),						

		где              Ft  –   окружное усилие, Н;

                   vt   –   окружная скорость, м/с (см. рис. 1).

   



1.2. Определение расчетной мощности на валу двигателя



Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:



(1.2),			  			



(1.3)где	η  – общий КПД привода равный



η1  –  КПД открытой ременной передачи, η1 = 0,95 [1, табл. 1];     

η2 –  КПД цилиндрического двухступенчатого редуктора , η2 =;



При этом:





1.3. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя



Частота n3, мин-1, вращения вала:

	

(1.4)

где	D  –  диаметр барабана ленточного конвейера,450 мм;



	










Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

ЮУрГУ.303341.110ПЗ









1 – электродвигатель;

2 – ременная передача;

3 – двухступенчатый коническо-целендрический редуктор;

4 – компенсирующая муфта;

5 – узел барабана.





Рисунок 1 – Кинематическая схема

привода ленточного конвейера 




Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

Частота n1, мин-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле:



(1.5),

	

(1.6)где	i   –    передаточное отношение привода,



i1    –  передаточное отношение открытой ременной передачи, i1=2…3  [1, табл. 1];

i2    –  передаточное отношение цилиндрического двухступенчатого редуктора, i2=3…6;

 

По формуле (1.5) получим интервал оптимальных частот вращения вала двигателя:





Выбираем частоту вращения вала электродвигателя примерно в 1,2…1,3 раза больше среднего значения интервала:

 мин-1



1.4. Выбор электродвигателя



Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель – АИР71А4(рис.2). Мощность РДВ = 0,55 кВт с синхронной частотой вращения равной 1500 мин-1. 



(1.7)Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по формуле: 



где	nc  –  синхронная частота вращения, мин-1, nc=1500 мин-1[2];

	S  –  относительное скольжение вала, %,  S=9,5%;



Проверим условие работоспособности при пуске:



(1.8)

где 	  –  кратность пускового момента двигателя  ;

		      –  кратковременных пиковых перегрузок в приводе, =1,5;



2,4 > 1,5 – условие выполняется.






Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

ЮУрГУ.303341.110ПЗ





















Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

ЮУрГУ.303341.110ПЗ













Рисунок 2 –  Эскиз электродвигателя АИР71А4































Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

1.5. Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора



Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле:



(1.9),

Подставив, значения получим:



Назначаем передаточное отношение i1 открытой  передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого составим пропорцию:



(1.10)



Подставив значения, находим i1:

i1=2.

Таким образом, передаточное отношение редуктора ip  вычисляем следующим образом:





Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 ip = 14. Тогда передаточное отношение клиноременной передачи равно: 





(1.10)Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

   j = 1, 2…k–1,

где     k –  порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1);










Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

9

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:



(1.11)   j = 1, 2…k–1,

Тогда частота вращения 2-го вала будет равна: 



Вращающие моменты вычислим по формуле:



(1.12) j = 1,2…k,

Вычислим вращающие моменты на всех валах:







Вычисленные параметры запишем в таблицу.



Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода



Номер вала

Мощность 

Р, кВт

Частота вращения n, мин-1 

Вращающий момент 

Т,  Нм

1

0,52

1355,13

3,66

2

0,5

677,7

7

3

0,46

23.9

183,8

	

	Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный  коническо–цилиндрический редуктор по ГОСТ 27142-86 типоразмера Ц2У-100 Твых =250  Нм при nвх = 677,7 мин-1.

		

	


	

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

ЮУрГУ.303341.110ПЗ



	

	

	

	

	

Типоразмер редуктора

L

L1

L2

L3

L4

L5

B

B1

B2

H

H1

H2

d

Ц2У-100

390

325

290

85

136

165

155

145

109

230

112

20

15

	

	Рисунок 3 – Эскиз редуктора

	


	

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

11

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

2. Выбор муфты.

	

Муфта зубчатая серии МЗ является подвижной муфтой, она способна компенсировать угловое и радиальное смещение и перекосы осей валов. Муфта зубчатая серии МЗ состоит из двух зубчатых обойм, соединенных болтами, и двух зубчатых втулок, вставленных в обоймы. На обоймы устанавливаются крышки с манжетами.
Соединяемые муфтой зубчатой валы запрессовываются в отверстия зубчатых втулок. Зубья втулок входят в зацепление с зубьями обойм. Благодаря форме зуба втулок возможно незначительное смещение в любых направлениях. Зубчатые муфты изготавливаются в соответствии по ГОСТ 50895-96, ГОСТ 5006-83 или по ТУ заказчика. 
Муфты зубчатые общемашиностроительного применения используются для соединения валов и передачи крутящего момента от 1000 до 63000 Н*м и специальных от 71000 до 250000 Н*м при угловых, радиальных и осевых смещений валов. 
Компенсация смещений валов достигается относительным перекосом втулок и обойм за счет боковых зазоров между зубьями и выполнения поверхности выступов зубьев втулок сферической. Перекос оси каждой втулки относительно оси обоймы - не более 1°30'.

Муфты зубчатые









1- втулка, 2- обойма, 3- фланцевая полумуфта, 4- промежуточный вал.



	Рисунок 4 – Эскиз муфты.

	


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

12

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

3. Проектирование ременной передачи.

	

	Результаты расчета ременной передачи

	


	

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

13

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.

	Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных передачах.

	      


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

4. Проектирование исполнительного органа

	

	4.1. Проектный расчет вала

	

Валы – детали, которые служат для поддержания других вращающихся деталей, а сами опираются на подшипники. 

На  этапе эскизного проектирования ориентировочно была намечена конструкция валов, определены диаметры отдельных участков. Теперь следует уточнить эти размеры, согласовать их с деталями, устанавливаемыми на вал, учесть вид и расположение опор, конструкцию уплотнения, технологию изготовления. Перед отработкой конструкции вала должны быть решены такие важные вопросы, как способ передачи вращающего момента в соединении вал - ступица и способ крепления деталей на валу от осевого перемещения.

                                                                                 

1) Рассчитываем значение диаметра выходного конца вала:

     ; 

где Mk = Т - крутящий момент, Н·мм; - допускаемое напряжение на кручение, ; =10…30 МПа; Т=184000 Нм – берём из предварительного расчёта привода.

        мм. 

       Из стандартного ряда принимаем: d1=45 мм; L1=70 мм.



   2) Далее по значению диаметра вала выбираем и устанавливаем шпонку.



      Шпонка, выбранная по длине  и диаметру конца вала, имеет размеры, ГОСТ 23360-78:





   b

  h

  t

  t1

 14

  9

  5

3,3

 где b – ширина, h – высота шпонки, t – глубина паза в вале, t2 – глубина паза в  ступице, Lш – длина шпонки.       

     Длина шпонки: Lш=L1-20=70-10=50 мм.

     Из стандартного ряда длину шпонки берём:  Lш=50 мм.

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	4.2. Подбор подшипников и шпонок.

	Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения  его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 55 мм:

  - высота шпонки					          h = 10 мм;

	  - ширина шпонки	b = 16 мм;

  - длина шпонки							l  = 100 мм;

  - глубина паза вала						t1 = 7 мм;

  - глубина паза ступицы					t2 = 10 мм.









		                   Рисунок 6 – Эскиз шпоночного соединения.




Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

ЮУрГУ.303341.110ПЗ



	



Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 – 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1311.

- диаметр отверстия						dП  = 55 мм;

- диаметр внешнего кольца					D  = 120 мм;

- ширина подшипника					В  = 29 мм;

- координата фаски						r    = 3  мм;

- динамическая радиальная грузоподъёмность	Cr   = 51,0 кН;

- статическая радиальная грузоподъёмность		C0r = 24,0 кН.





	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	Рисунок 7 – Эскиз подшипника.

	

	

	







На этом этапе подбирается корпус подшипника, крышки подшипника и манжетные уплотнения.



      Корпус подшипника выбирается по диаметру наружного кольца подшипника.







                                   

                                                Рис.4. Корпус подшипника.





                            Корпус подшипника УМ 100. ГОСТ 13218.3-80, размеры, мм 



 D

 D1

 d 

 d1

 d2

 d3

 A

 B

 B1

 L

L1

 l

 H

 H1

 h

  r

 r1

90

120

 11

 17

   8

  22

180

  40

  48

230

135

142

139.5

 74

 24

  85

12.5







  Крышки подшипника выбирается по диаметру вала.

 

  Крышка подшипника торцевая с манжетным уплотнением 

  МН 100*65 ГОСТ 13219.5-81  

	

	



Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

ЮУрГУ.303341.110ПЗ



                                   

                Рис.5. Крышка подшипника торцевая с манжетным уплотнением.



   D

dвала

  d

  D1

  D2

  d1

  d2

  B

   b

   H

   h

  h1

  h2

   r

  r1

 100

  55

  66

 120

  90

  11

  20

 135

13.6

   21

   5

   7

   9

  85

 12.5



           Крышка подшипника торцевая глухая низкая ГН 100  ГОСТ 13219.2-81



                                      



                         Рис.6. Крышка подшипника торцевая глухая низкая.





   D

  D1

 D2

  B

   d

  d1

   n

   H

   h

  h1

   h2

    l

   s

   r

   r1

 90

 120

 90

 135

  11

 20

   4

  16

   5

   7

    4

  10

  6

  85

  12

	

	

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

ЮУрГУ.303341.110ПЗ




Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

4.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность

	 по эквивалентному моменту

	

	Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании:

	Ft = 1150 Н

	

(4.2)Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:

	S2 = 0,25.Ft =0,25.1150 =287,5  Н 

	

(4.3)Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

	S1 = Ft + S2 = 1150 + 287,5 = 1437,5 Н

	

(4.4)Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:

	Q = S1 + S2 = 287,5 + 1437,5 = 1725 Н

	Из уравнения моментов найдем силы FA и FВ :

	

		

	Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ  = 862,5 Н.

	

(4.5)В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q  и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:

	

	Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

	ТD = 638,94 Нм

	МD = 0,111.862,5 = 291,38  Нм 

	Тогда:

	

(4.6)

		

		Максимальное эквивалентное напряжение равно:

		

(4.7)

		где      dD – Диаметр вала в сечении D,мм.

		Тогда:

	


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

17

ЮУрГУ.303341.110ПЗ





	Рисунок 8 – Расчетная схема вала исполнительного органа




Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

18

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

Допускаемое напряжение [σ], МПа:



(4.8)			

где    Kр	– коэффициент режима работы, Kр = 1,8;

[σи]	–  допускаемое напряжение изгиба, МПа.



(4.9)					

где   σТ	–  предел  текучести материала (Сталь 40Х), σТ = 640 МПа;

  [n]	–   коэффициент запаса, [n] = 2.

Тогда:









25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, – условие выполняется.

	

4.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность



Fr = FA = FВ  = 2625 Н;

Х		– коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

е		– коэффициент осевого нагружения, е = 0,19;

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:



(4.10)

Pr = VXFrKБKТ,



где	V	– коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

КТ	– температурный коэффициент, КТ = 1;

КБ	– коэффициент безопасности, КБ = 1,3.



Pr = 1.1.2625.1,3.1 = 3412,5 Н.



Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:



(4.11)

где	a1	– коэффициент долговечности, a1 = 1;

a23	– коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;



Сравниваем с требуемым ресурсом= 9500, ч:





Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

19

ЮУрГУ.303341.110ПЗ



Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 – годен.



4.5. Проверочный расчет шпоночного соединения



4.5.1. Проверочный расчет шпонки вала под муфту:

Условие работоспособности шпонки вала:



(4.12)

где		Т	– передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d	– диаметр вала, d = 45 мм;

lр	– рабочая длина шпонки, мм:

lр = l – b = 70 – 14 = 56 мм;

k	– глубина врезания шпонки, мм:

k = h – t1 = 9 – 5,5 = 3,5 мм.

[σсм]	–допускаемое напряжение смятия, [σсм]<180 МПа.



144,5 МПа  < 180 МПа

условие выполняется.



4.5.2. Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном:

Условие работоспособности шпонки вала:



(4.13)

где		Т	– передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d	– диаметр вала, d = 60 мм;

lр	– рабочая длина шпонки, мм:

lр = l – b = 100 – 18 = 82 мм;

k	– глубина врезания шпонки, мм:

k = h – t1 = 11 – 7 = 4 мм.

[σсм]	–допускаемое напряжение смятия, [σсм]<180 МПа.



64,9 МПа  < 180 МПа – условие выполняется.



Шпоночное соединение показано на рисунке 6.






Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

ЮУрГУ.303341.110ПЗ

Список использованных источников



	Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. – Челябинск: ЧГТУ, 1992.

		Справочник конструктора -  машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 477с., ил.

Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991. – 384 с.: ил.

Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А.  Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. – Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. – 67 с.

Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1986. – 61 с.

Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. – 94 с.

Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. – 94 с.