Курсовая на тему Курсовая работа вариант 22 121126-14 2

 Федеральное агентство по образоваю
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
“Тихоокеанский государственный университет”



Кафедра «Детали машин»





ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА


Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе по
дисциплине “Теория механизмов и детали машин”

КР.02-02.00.00.000 ПЗ




Выполнил: студент группы
Смирнов А.В.
Проверил: руководитель









Хабаровск 2012
Техническое задание
Спроектировать привод к ленточному конвейеру.


Окружное усилие на барабане Ft 3,1 м/с.
Окружная скорость барабана ?, 0,8 м/с.
Диаметр барабана D, 325 мм.

Реферат
Курсовая работа содержит 2 листа формата А1, два листа А2, пояснительную записку на 71 листах формата А4, включающую 15 рисунков, 3 литературных источников.
ПРИВОД, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА,ВАЛ, ПОДШИПНИК, РЕДУКТОР МУФТА, ШПОНКА, СМАЗКА.
Целью курсовой работы является разработка технического проекта привода ленточного конвейера, включающего электродвигатель, муфту и двухступенчатый зубчатый редуктор.
В проекте выбран электродвигатель, выполнен кинематический расчет привода, рассчитаны зубчатые передачи для быстроходной и тихоходной ступеней, спроектированы валы, подобраны и проверены подшипники и элементы соединений. Разработана конструкция редуктора и выполнены рабочие чертежи основных деталей.


Содержание
1 Введение 5
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 7
3 Расчёт зубчатой конической передачи 9
4 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи 19
5 Предварительный расчёт валов 30
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 31
7 Выбор муфт 33
8 Проверка прочности шпоночных соединений 35
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 37
10 Расчёт реакций в опорах 38
11 Построение эпюр моментов на валах 42
12 Проверка долговечности подшипников 44
13 Уточненный расчёт валов 49
14 Выбор сорта масла 58
15 Выбор посадок 59
16 Технология сборки редуктора 67
17 Заключение 68
18 Список использованной литературы 69
Введение
Целью данной работы является проектирование привода ленточного конвейера.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.



Рис. 1. Двухступенчатый горизонтальный коническо-цилиндрический редуктор

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), по относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные).
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Привод составлен из асинхронного двигателя, одноступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цилиндрической передачи.
Данный курсовой проект включает в себя сборочный чертеж редуктора, деталирование ведомого вала и зубчатого колеса.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой конической передачи: ?1 = 0,96
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?2 = 0,97
Общий КПД привода будет:
? = ?1 · ?2 · ?подш.3 · ?муфты2 = 0,96 · 0,97 · 0,993 · 0,982 = 0,868
где ?подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.
???????муфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
?вых. =  =  = 4,923 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтрб. =  =  = 2,857 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MA6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 950 об/мин, угловая скорость
?двиг. =  =  = 99,484 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
u =  =  = 20,208
Суммарное передаточное число редуктора :
u(ред.) = 20,208
По формулам из таблицы 1.3[2] для коническо-цилиндрического редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число:
u2 = 0.63 ·  = 0.63 ·  = 4,674
Примем u2 = 4,5
Тогда передаточное число для быстроходной передачи:
u1 =  =  = 4,491
Примем u1 = 4,5
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:
Вал 1-й
 n1 = nдвиг. = 950 об./мин.
 ?1 = ?двиг. = 99,484 рад/c.

 Вал 2-й
 n2 =  =  = 211,111 об./мин.
 ?2 =  =  = 22,108 рад/c.

 Вал 3-й
 n3 =  =  = 46,914 об./мин.
 ?3 =  =  = 4,913 рад/c.


Мощности на валах:
P1 = Pтреб. · ?подш. · ?муфты = 2,857 · 103 · 0,99 · 0,98 = 2771,861 Вт
P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 2771,861 · 0,96 · 0,99 = 2634,377 Вт
P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 2634,377 · 0,97 · 0,99 = 2454,404 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 =  =  = 27862,38 Н·мм
T2 =  =  = 119159,445 Н·мм
T3 =  =  = 499573,377 Н·мм.
Расчёт зубчатой конической передачи



Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни: сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 300
- для колеса: сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 260
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[?]H =  ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
?H lim b = 2 · HB + 70 .
?H lim(шестерня) = 2 · 300 + 70 = 670 МПа;
?H lim(колесо) = 2 · 260 + 70 = 590 МПа;
Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:
d'e1 = K ·  = 30 ·  = 58,155 мм.
где коэффициент K в зависимости от поверхностной твёрдости, для выбранных материалов K = 30; для прямозубой конической передачи коэффициент ?H = 0,85.
Окружную скорость Vm на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле (при Kbe = 0,285):
Vm =  =  = 2,479 м/с.
SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = ,
где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 · HBср2.4 ? 12 · 107
NHG(шест.) = 30 · 3002.4 = 26437005,784
NHG(кол.) = 30 · 2602.4 = 18752418,638

NHE = ?H · Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 · n · c · t?
Здесь:
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 950 об./мин.; nкол. = 211,112 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t? = 10000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.
?H = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 · 950 · 1 · 10000 = 570001200
Nк(кол.) = 60 · 211,112 · 1 · 10000 = 126667200
NHE(шест.) = 0,18 · 570001200 = 102600216
NHE(кол.) = 0,18 · 126667200 = 22800096
В итоге получаем:
ZN(шест.) =  = 0,798
Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1
ZN(кол.) =  = 0,968
Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15
По предварительно найденной окружной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 · V0.1 = 0.85 · 2,4790.1 = 0,931

Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [?]H1 =  = 548,182 МПа;
для колеса [?]H2 =  = 482,727 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[?]H = [?]H2 = 482,727 МПа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[?]F =  .
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
?F lim(шестерня) = 540 МПа;
?F lim(колесо) = 468 МПа;
SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = ,
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 · 106
NFE = ?F · Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 · n · c · t?
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 950 об./мин.; nкол. = 211,112 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t? = 10000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.
?F = 0,036 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 · 950 · 1 · 10000 = 570001200
Nк(кол.) = 60 · 211,112 · 1 · 10000 = 126667200
NFE(шест.) = 0,036 · 570001200 = 20520043,2
NFE(кол.) = 0,036 · 126667200 = 4560019,2
В итоге получаем:
YN(шест.) =  = 0,761
Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1
YN(кол.) =  = 0,978
Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1
YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [?]F1 =  = 317,647 МПа;
для колеса [?]F2 =  = 275,294 МПа;
При полученной скорости для конической прямозубой передачи выбираем 7-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:
de1 = 165 ·