Привод к конвейеру

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО  ХОЗЯЙСТВА РФ

Федеральное государственное  образовательное учреждение

высшего профессионального  образования

«Пермская государственная  сельскохозяйственная академия

имени академика Д.Н. Прянишникова»

 

 

 

 

 

Кафедра: детали машин

 

 

 

Курсовой проект

По дисциплине: «Детали машин и основа конструирования»

На тему: «Привод  к конвейеру»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

Задание4

Введение5

1. Кинематический и энергетический расчет привода6

1. Общий КПД6
2. Мощность электродвигателя6
3. Частота вращения и выбор электродвигателя6
4. Фактическое передаточное число привода6
5. Моменты и частоты вращения на валах привода7
6. Срок службы привода7

2. Расчет передачи редуктора8

1. Исходные данные8
2. Выбор материала и расчет допустимых напряжений8
3. Расчет геометрических размеров передачи9
4. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость11
5. Проверочный расчет зубьев на изгиб12
6. Силы зацепления12

3. Расчет открытой цилиндрической передачи13

1. Исходные данные13
2. Выбираем материалы для изготовления зубчатых колес13
3. Допустимые напряжения изгиба13
4. Основные геометрические параметры передачи14
5. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба14
6. Силы, действующие в зацеплении15

4. Расчет ременной передачи16

1. Исходные данные16
2. Вращательный момент на ведущем шкиве16
3. Диаметр ведущего шкива16
4. Межосевое расстояние16
5. Длина ремня16
6. Уточняем межосевое расстояние передачи16
7. Угол охвата ремнем меньшего шкива17
8. Скорость ремня17
9. Необходимое число ремней17
10. Сила предварительного натяжения ремня17
11. Нагрузка на валы и опоры18

5. Эскизная компоновка редуктора18

1. Исходные данные18
2. Основные размеры валов18
3. Основные размеры корпуса редуктора20

6. Проверочный расчет валов22

1. Исходные данные22
2. Расчет реакции опор22
3. Изгибающие моменты в сечениях вала23
4. Проверочный расчет вала на усталостную прочность23

7. Проверочный расчет подшипников27

8. Проверочный расчет шпоночных соединений28
9. Выбор допусков и посадок сопряжений деталей редуктора28
10. Выбор способа и типы смазки28

Выводы28

Список литературы29

 

Введение

Современные высокопроизводительные машины обеспечивают многократное повышение  производительности труда человека.

Самым общим показателем  производительности машин может  служить их мощность, т.е. количество энергии в единицу времени, преобразуемое  в машине из одного вида в другой или используемое на производственный процесс- обработку или транспортирование  изделий. В настоящее время машины-двигатели (турбины) и машины-преобразователи (электрические генераторы) строят мощностью до 500000 кВт и проектируют  до 1000000 кВт.

Эффективность транспортных машин может быть охарактеризована грузоподъемностью и скоростью  передвижения.

Развитие техники и  средств автоматизации обеспечивает возможность автоматической работы отдельных машин, групп машин, цехов  и даже целых заводов с минимальным  участием человека.

Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что  в настоящее время трудно найти  такой предмет или продукт  потребления, который был бы изготовлен или доставлен без помощи машин. Без машин невозможно было бы современное  развитие наук, медицины, искусств, требующих  совершенных инструментов и материалов, были бы невозможны быстрые темпы  строительства промышленных и гражданских  сооружений, а также удовлетворение населения предметами широкого потребления.

Машины в обществе облегчают  труд рабочих и снижают вредность  и опасность отдельных видов  трудовых процессов.

Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного  хозяйства определяется тем, что  основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства  и сельского хозяйства производятся машинами. Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно  связан и в значительной степени  определяется уровнем машиностроения. 

1. Кинематический и энергетический расчет привода.
1. Общий КПД, коэффициент полезного действия двигателя.

В соответствии с заданной кинематической системой привода общий  КПД будет равен.

 

где: – КПД ременной передачи,

 – КПД пары  подшипников, 

 – КПД цилиндрической  косозубой передачи,

 – КПД цилиндрической открытой передачи, . [1, с.46]

2. Мощность электродвигателя.

Мощность на приводном  валу

 

Расчетная мощность двигателя

 

3. Частота вращения и выбор электродвигателя.

Частота вращения приводного вала будет равна

 

Где: D – средний диаметр приводной звездочки,

 

Оптимальное передаточное число  привода

 

Где: - передаточное число ременной передачи,

- передаточное  число цилиндрической косозубой  передачи редуктора, 

- передаточное число открытой цилиндрической передачи, [1, с.48]

Оптимальная частота вращения двигателя

 

Принимаем асинхронный двигатель  повышенного пускового момента, 3-х фазный, типа 4А112М4 (ГОСТ 19523-81) у  которого:

 

 

 – диаметр вала  двигателя.

4. Фактическое передаточное число привода.

Предварительно будет равно

 

Предварительно принимаем  для открытых передач:

 

 

Тогда:  

Выбираем значение передаточных чисел зубчатых передач по ГОСТ 2185-66

2-ой ряд

 

Окончательно принимается:

 

 

Фактическое общее передаточное число

 

5. Моменты и частоты вращения на валах привода.

Момент на валу двигателя:

 

Момент на быстроходном валу редуктора:

 

Момент на тихоходном валу редуктора:

 

Момент на приводном валу:

 

Частота вращения валов:

 

 

 

6. Срок службы привода.

Длительность работы привода  в часах:

 

где: – срок службы в годах,

- коэффициенты  использования оборудования соответственно  в течении года и суток.

 

2. Расчет передачи редуктора.
1. Исходные данные.

Момент на шестерне и колесе:

 

 

Частота вращения шестерни и колеса:

 

 

 

 

2. Выбор материала и расчет допустимых напряжений.

Для шестерни применяется  сталь 50

Термообработка улучшения:

Сталь 50 ТО-ул;

Сталь 40 ТО-ул; 

Средняя твердость:

 

 

Базовая контактная прочность:

 [1, с.59]

Для шестерни и колеса:

 

 

Минимальный коэффициент  запаса прочности:

 [1, с.58]

Коэффициент долговечности:

 – определяется расчетным путем или по графику [1, с.58],

для этого определяется базовое  и фактическое число циклов.

Базовая - , принимается в зависимости от твердости [1, с.59]

Для шестерни:

[1, с.58],

 

Фактическое число циклов:

 – определяется  по формуле:

, [1, с.58],

Где: с – число зацеплений зубьев за 1 оборот колес,

 

 

Коэффициент долговечности  при отношении

Для шестерни будет равен

 

 

 

 

Допустимое контактное напряжение определяется по формуле:

[1, с.57],

 

 

Коэффициент запаса прочности  при изгибе, принимается:

[1, с.61],

Базовая прочность на изгиб:

 

Коэффициент долговечности  при изгибе определяется:

[1, с.60],

Где: – базовое число циклов при изгибе, для всех сталей принимается:

[1, с.60].

т.к. , то получается:

 поэтому принимается:

 

Окончательное допустимое напряжение на изгиб для шестерни и колеса будет равно [1, с.60];

 

 

К дальнейшему расчету  принимается минимальное значение контактной прочности:

 

3. Расчет геометрических размеров передачи.

Межосевое расстояние из условия  контактной прочности определяется по формуле [1, с.62];

= 147 МПа

где: – коэффициент межосевого расстояния для косозубых передач

 – коэффициент изменения нагрузки по длине зуба, в предварительных расчетах принимается

 – коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния, при симметричном расположении колес относительно подшипниковых опор.

 

1634

 

 

По  межосевое расстояние принимается

Ширина венца колеса:

 

(принимаем) [1, с.389],

Нормальный модуль передачи:

 [1, с.62],

 

 

Суммарное число зубьев:

 

где: – угол наклона зубьев к образующей цилиндра, рекомендуется оптимальное значение , принимается .

Фактический угол наклона:

 

Число зубьев шестерни:

 

Число зубьев колеса:

 

 

Делительные диаметры шестерни и колеса:

 

 

 

 

Диаметр впадин зубьев:

 

 

Диаметр вершин зубьев:

 

 

 – фактическое  межосевое расстояние

 

 

 

 

4. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.

Условие контактной прочности  имеет вид:

[1, с.63]

 

 

Где: – коэффициент учитывающий свойства материала, для косозубых передач

 – коэффициент учитывающий форму зуба,

 

 

 – коэффициент  учитывающий торцевые перекрытия  зубьев,

 

 

 – коэффициент  торцевого перекрытия,

 

 

 

Окружная сила в полюсе зацепления,

 

 – коэффициент  изменения нагрузки при контактной  прочности,

 – коэффициент  изменения внешней нагрузки, принимается  для малой неравномерности

  

 

 – коэффициент  учитывающий изменение нагрузки  по длине зуба, при твердости  6 – графике, коэффициент

 

 – коэффициент  динамичности нагрузки, при окружной  скорости

 

 

 

 – коэффициент изменения нагрузки по линии зацепления,

 

 

 

Вывод: условие недогрузки соблюдается т.к. оно составляет меньше

5. Проверочный расчет зубьев на изгиб.

Условие прочности на изгиб  имеет вид:

 

 

Условие прочности на изгиб  для шестерни и колеса выполняется

где: – коэффициент изменения нагрузки при изгибе,

 

 

 – коэффициент  изменения нагрузки по длине  зуба при изгибе, при

 

 

 – коэффициент  динамичности нагрузки на изгибе,

 

 – коэффициент  изменения нагрузки по линии  зацепления при изгибе,

 

 

 – коэффициент  формы зуба при изгибе, для  шестерни при

 

 приведенном  числе зубьев шестерни и 

 для колеса при

 

 

 – коэффициент,  учитывающий наклон зубьев,

 

 

 

 – коэффициент,  учитывающий перекрытие зубьев

В косозубых передачах:

 

 

6. Силы зацепления.

Определяем окружные силы, действующие в зацеплении:

 

 Осевые

 

3. Расчет открытой цилиндрической передачи.
1. Исходные данные.

Момент на шестерне и колесе:

 

 

Частота вращения шестерни и колеса:

 

 

 

 

2. Выбираем материалы для изготовления зубчатых колес.

По рекомендациям таблицы (5.1) [1, с.57], принимаем для шестерни улучшенную сталь 45 , для колеса также улучшенную сталь 45

Расчетная твердость шестерни: