Проектирование привода ленточного конвейера (работа 2)
Курсовое проектирование
по дисциплине “Детали машин”
Тема:
“Проектирование привода ленточного конвейера”
Введение
Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы.
Проектируемый
привод ленточного конвейера состоит
из электродвигателя марки 4A100L8У3 (Pд=3,0
кВт;Nд=710 мин),
редуктора коническо-цилиндрического
двухступенчатого, барабана. Передача
крутящего момента от электродвигателя
на редуктор осуществляется с помощью
муфты МУВП (радиальное смещение 0,3 мм,
угловое 0,8
).
Крутящий момент от редуктора на приводной
вал передаётся с помощью жёстко-компенсирующей
муфта (ГОСТ 5006-55).
1. Энергетический и кинематический расчет привода
Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:
P>p>=F>t>V=3,10,8=2,48 кВт,
где F>t >– тяговое усилие на барабане, кН;
V – окружная скорость
Мощность, потребляемая электродвигателем:
P>эп>=Р>р>/=2,48/0,879=2,821 кВт,
где - общий К.П.Д. привода:
=>1>>2>4>3>2>4>=0,980,99540,920,995=0,879
где >пк>, >м>, >кп, >>цп> – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.
Определяем частоту вращения приводного вала:
n>р>=60000V/(D)=600000,8/(3,14225)=67,9 мин-1.
Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:
n>эж>=n>р>U>0>=67,9*10=679 мин-1,
где U>0> – общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],
U>0>=U>бпо>U>тпо>=2,54=10,
где U>бпо>, U>тпо> – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].
Исходя из вычисленных значений Р>эп> и n>эж> по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения n>эдс>=710 мин-1 и мощностью Р>эд>=3,0 кВт.
Определяем передаточное число привода:
U>0>=n>эда>/n>p>=710/67,9=10,45.
Разбиваем U>0> на передаточные числа:
U>тп>=U>0>/U>бп>=10,45/2,5=4
где U>бп>=2.5 – передаточное число быстроходной передачи;
Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:
n>1>=710 мин-1,
n>2>=n>1>/U>бп>=710/2.5=284 мин-1,
n>3>=n>2>/U>тп>=284/4=71 мин-1,
Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:
Р>1>=Р>эп>>м> =2,80.995=2.786 кВт;
Р>2>= Р>эп> >к.п>>пк>>м>=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;
Р>3>=Р>2>>к.п>=2.633*0.98=2.58 кВт;
Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:
>1>=n>1>/30=3,14710/30=74.35 с-1;
>2>=n>2>/30=3,14284/30=29.74 с-1;
>3>=n>3>/30=3,1471/30=7.43 с-1.
Определяем крутящие моменты на валах привода по:
Т>1>=Р>1>/>1>=2786/74.35=37.47 Нм;
Т>2>=Р>2>/>2>=2633/29.74=88.53 Нм;
Т>3>=Р>3>/>3>=2580/7.43=347.24 Нм;
>1> |
2 |
>3> |
Т>1> |
Т>2> |
Т>3> |
74.35 с-1 |
29.74 с-1 |
7.43 с-1 |
37.47 Нм |
88.53 Нм |
347.24 Нм |
2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач
Желая получить
сравнительно небольшие габариты и
невысокую стоимость редуктора, выбираем
для изготовления шестерен и колёс
сравнительно недорогую легированную
сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем
термообработку: для шестерен –
азотирование поверхности 50…59 HRC при
твёрдости сердцевины 26…30 HRC,
,
;для
колеса – улучшение 230…260 HB
,
.
Определяем допускаемые контактные напряжения
Для колёс обеих ступеней по табл. 8.9 (с. 168, [2]):
мПа
для шестерни
обеих ступеней
Коэффициент
безопасности
Число циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65,[2]), при с=1:
=60*1*71*10416=4,4*
Здесь n-частота вращения выходного вала,
=5*365*0,29*24*0,82=10416
ч-срок службы передачи.
По графику
(рис.8.40[2]), для 245HB
=1.5*
,
для 50…59 HRC
=
.
По таблице
(8.10[2]),
=0,25.
По формуле (8.64[2]), для колеса второй
ступени:
=
*
=0,25*4,4*
=1,7*
.
Сравнивая
и
,
отмечаем, что для колёс второй ступени
>
.
Так как все другие колёса вращаются
быстрей, то аналогичным расчётом получим
и для них
>
.
При этом для всех колёс передачи
=1.
Допускаемые
контактные напряжения определяем по
формуле (8.55[2]),
Для колёс
обеих ступеней
=550/1.1=509
МПа
Для шестерней
=1050/1.2=875
МПа.
Допускаемое контактное напряжение для обеих ступеней у которых H2>350 HB, а H3<350 HB, по формуле (8.56[2]),
=(875+509)/2=692
МПа,
но не более
чем 1.25=1.25*509=636МПа.
Принимаем
=636
МПа.
Допускаемые напряжения изгиба
По таблице 8.9[2] для колёс обеих ступеней
=1.8HB=1.8*240=432МПа;
для шестерней
=12*HRC
+ 300=12*28+300=636 МПа.
Определяем
по
формуле (8.67[2]),
где
- предел выносливости зубьев
S>F> – коэффициент безопасности
K>FL> – коэффициент долговечности
K>FC> – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
K>FС>=1 т.к. нагрузка односторонняя.
число циклов (рекомендуется
для всех сталей)
=0,14*1,77*
=2.4*
=0.14
т.к.
,
то K>FL>=1
По таблице 8.9[2] S>F> =1.75.
Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни
=636/1.75=363
МПа;
для колеса
=247
МПа.
3. Расчет тихоходной зубчатой передачи
3.1 Проектный расчет передачи
Межосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2])
=0.85(4+1)
=125
>ba> =0.4– коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].
>bd>=0.5*>ba> (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1– коэффициент ширины шестерни
K>H>>>=1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от >bd> (рис.8.15, с.130 [2])
Определяем ширину колеса:
мм
Определяем модуль:
,
где >m>=30 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2])
По таблице
8.1 назначаем
=1.5мм
Выбираем число зубьев в рекомендуемых пределах:
=9o
Определяем суммарное число зубьев:
Находим число зубьев:
Уточняем значения делительных диаметров:
=
мм
=
мм
Определяем диаметры вершин:
мм
мм
Определяем ширину шестерни:
мм
3.2 Проверочный расчёт тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]):
,
где K>H>=K>HV>K>H>>> - коэффициент нагрузки
K>H>>>=1.03
K>HV> – коэффициент динамической нагрузки
м/c
Назначаем девятую степень точности. Принимаем K>HV>=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).
-коэффициент
повышения прочности косозубых передач
по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]):
,
где K>H>>>=1.03 – в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2])
По формуле (8.25[2]):
=
-коэффициент
торцового перекрытия.
МПа
мПа
Определяем недогрузку:
3.3 Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба
,
где Y>FS> – коэффициент формы зуба
Z>F>>> - коэффициент повышения прочности зуба
K>F> – коэффициент неравномерности нагрузки
Для определения
Y>FS>
определим
и
:
По графику
(рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от
и
находим
и
:
=3.8,
=3.75
МПа
МПа
Так как 65.8<95.5, то принимаем Y>F>=3.75
Определяем Y>F>>>> >(8.34,с.150,[1]):
,
где по таблице 8.7[2] K>F>>>=1.35
Найдём K>F:>
,
где K>F>>>=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])
K>FV>=1.04 (табл.8.3, с.131, [2])
Находим окружное усилие:
Н
Определяем напряжение:
мПа
мПа
Условие прочности выполняется.
3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачи
Ранее были
определены
мм,
мм,
b=50 мм.
Определяем диаметры вершин:
мм
мм
Диаметр впадин зубьев:
мм
мм
4. Расчет быстроходной передачи
Внешний делительный диаметр большего конического колеса определяем по формуле (9.40[3]):
Примем число
зубьев шестерни
=24
Число зубьев колеса:
*U=24*2,5=60
Внешний окружной модуль:
мм
По таблице
9.1[3] принимаем
=2,25
мм
Уточняем
значения
и
:
мм
По таблице
9.4[3] принимаем
=140
мм
Конусное расстояние:
мм
Ширина зубчатого венца:
мм
По таблице 9.5[3] принимаем b=21 мм
Внешний делительный диаметр шестерни:
мм
Углы при вершине начальных конусов:
ctg;ctg2,5=
;
=68,198`;
=90-
=90-68,198=21,802`
Средний делительный диаметр шестерни:
=2(72,7-0,5*21)*0,371=46,2
мм
Средний окружной модуль:
4.1 Расчет геометрических параметров быстроходной передачи
Ранее были
определены
мм,
мм,
b=21 мм.
Диаметры вершин зубьев:
мм
мм
Диаметр впадин зубьев:
мм
мм
5. Расчет валов
5.1 Проектный расчет валов
Произведём расчёт быстроходного вала:
Определим выходной конец вала:
,
где T>1>=34.47Нм
мм
Согласуем
вычисленное значение с величиной
диаметра вала электродвигателя:
мм
Принимаем:
d=25 мм, диаметр вала под подшипники
мм.
Рассчитаем промежуточный вал:
Диаметр ступени для установки на неё колеса:
,
где T>пр>=88.53 Нм
мм
Принимаем d>к>=34 мм. Диаметр буртика для упора колеса d>бк>=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников d>п>=30 мм.
Расчёт тихоходного вала.
Назначаем материал: Сталь 45.
Термообработка: улучшение.
Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:
МПа
МПа
Определяем диаметр выходного конца вала:
мм,
где
МПа
Выбираем диаметры вала:
d=40 мм – диаметр в месте посадки муфты
d>п>=50 мм – диаметр в месте посадки подшипников
d>к>=55 мм – диаметр в месте посадки колеса
5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора
Определяем длины вала:
c=80 мм
,
где l>ст>=74 – ширина ступицы (округлена)
x=10 мм
w=60 мм – толщина крышки
Получаем:
l=74+2*10+60=154 мм
Составляем расчётную схему.
Определяем силу в месте посадки муфты:
Н
Определяем силы в зацеплении:
Н
Н
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А):
Н
Для определения реакции в опоре A составим сумму сил на вертикальную ось:
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Рассмотрим горизонтальную плоскость.
Запишем сумму моментов относительно опоры А:
Н
Запишем сумму сил на вертикальную ось:
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящих моментов.
Опасным сечением будет, сечение I-I под шестерней. Проверим статическую прочность вала в этом сечении.
Мпа
Крутящий момент: T=347.2МПа
Напряжение изгиба:
МПа
Напряжение кручения:
МПа
Определяем эквивалентное напряжение:
МПа
Условия прочности выполняются.
Определим пределы выносливости:
МПа
МПа
Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с.299, [2]):
где
и
- амплитуды переменных составляющих
и
- амплитуда постоянных составляющих
и
- масштабные коэффициенты
и
- эффектные коэффициенты концентрации
напряжений
По графику
15.5, с. 301, [2], кривая 2 находим
=0.72
По графику
15.6, с. 301, [2], кривая 1 находим
=1
МПа
По таблице
15.1, с. 300, [2] получаем
=1,7
МПа и
=1.4
МПа
Принимаем
;
МПа
МПа
МПа
МПа
По формуле 15.3, с.299, [2] определим суммарный коэффициент запаса:
Проверяем жёсткость вала. Для определение прогиба используем таблицу 15.2, с. 303, [2]. Средний диаметр принимаем равным d>к>=55 мм.
,
мм4
Прогиб в вертикальной плоскости от силы F>r>:
мм
Прогиб в горизонтальной плоскости от сил F>t> и F>M>:
мм
Определяем суммарный прогиб:
мм
Определяем допускаемый прогиб (с.302, [1]):
мм
Вал отвечает необходимым условиям жёсткости.
6. Выбор подшипников качения
6.1 Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала
Необходимо подобрать подшипники для вала тихоходного редуктора используя следующие данные: диаметр в месте посадки подшипника d=50 мм, L=10416 ч.
Определяем реакции опор:
;
H
;
H
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa=494,2Н, назначаем конические подшипники лёгкой серии, условное обозначение 7210, для которых по таблице 16.9 из [3] С=56000 Н, Cо=40000 Н, e=0,37.
С- паспортная динамическая грузоподъемность, Со- паспортная статическая грузоподъемность.
Выполняем проверочный расчет. Определяем осевую составляющую нагрузки по формуле 16.38 из [2]:
,
S1=0.83*0.37*4269.24=1309.85 Н
S2=0,83*0,37*5351,41=1643,42 Н
Принимаем
=1643,42
Н и по формуле (16.36[2]) находим осевую
нагрузку
:
Н
Условие не
раздвижения коле соблюдается
Н
Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 16.29 из [2]:
,
где по
рекомендации имеем V=1; по таблице 16.5[2]
при
находим X1=1, Y1=0 и при
,
X1=1, Y1=0, по рекомендации к формуле
(16.29[2]) находим Kт=1, K=1,3.
K- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, Kт - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении.
Н
Н
Так как
,
рассчитываем только второй подшипник.
3.68
C=6956.83*3.68=25601.1 Н
Условие С(потребная)<=C(паспортная) выполняется.
Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле 16.33 из [2] вычисляем, при Х=0.6, Y=1.04:
,
где Yo- коэффициент осевой статической нагрузки, Хо- коэффициент радиальной статической нагрузки, Ро- эквивалентная статическая нагрузка.
H
Условие соблюдается: паспортное значение статической грузоподъемности больше расчетного.
7. Расчет шпоночных соединений
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок.
диаметр |
сечение шпонки |
рабочая длина |
крутящий момент |
|
вала, мм |
b |
h |
шпонки l>р>, мм |
на валах Т, H*м |
25 |
8 |
7 |
40 |
37.47 |
34 |
10 |
8 |
30 |
88.53 |
40 |
12 |
8 |
58 |
347.24 |
55 |
16 |
10 |
60 |
347.24 |
Расчет шпонок по допускаемым напряжениям на смятие:
.
Условие прочности:
а)
б)
в)
г)
Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия.
8. Выбор муфт
Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.
T, H*м |
d, мм |
D, мм |
L, мм |
63 |
25 |
100 |
104 |
Проверим муфту по напряжениям смятия (17.34[2]):
Мпа
где
мм – диаметр окружности, на которой
расположены пальцы
z=6 – число пальцев
- диаметр пальца
- длина резиновой втулки
Мпа
Мпа
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем зубчатую жестко-компенсирующую муфту (ГОСТ 5006-55):
T, кH*м |
d, мм |
D>0>, мм |
b, мм |
710 |
40 |
110 |
12 |
Условие прочности:
Мпа
,
где b-длина зуба
Муфты отвечают условиям прочности.
9. Смазка редуктора
Для уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазку передач в редукторе.
Так как скорости колёс V<12…15м/с их смазывание производится погружением в масляную ванну. По рекомендации глубина погружение тихоходного колеса обычно не превышает 0,25 его радиуса.
Принимаем
для смазки редуктора масло трансмиссионное
ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую
вязкость
.
Объём заливаемого масла определяем по формуле:
,
где
- внутренняя длина редуктора
- внутренняя ширина
редуктора
- высота масла в редукторе
л.
Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.
Заключение
Для изготовления
шестерен и колёс, желая получить
сравнительно небольшие габариты и
невысокую стоимость редуктора, была
выбрана легированная сталь 40Х и назначена
термообработка: для шестерен –
азотирование поверхности 50…59 HRC при
твёрдости сердцевины 26…30 HRC,
,
;
для колес – улучшение 230…260 HB. Для
тихоходной ступени были произведены
проверочные расчёты на усталость по
контактным напряжениям и напряжениям
изгиба. Все условия прочности соблюдаются:
мПа - по контактным напряжениям,
мПа - по напряжениям изгиба.
При расчёте
тихоходного вала было установлено, что
все условия прочности и жёсткости
выполняются: запас сопротивления
усталости
,
суммарный максимально возможный прогиб
мм.
Выбранные шпонки были проверены по напряжениям смятия, все они удовлетворяют допустимым значениям.
Список используемых источников
1. Курмаз Л.В.,Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование.- “Технопринт”, Минск, 2000.
2. Иванов М.Н. Детали машин. - ”Высшая школа”, М., 1984.
Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б. С. Расчеты деталей машин. ” Высшая школа”, Мн., 1986.
Шейнблинт A.E. Курсовое проектирование деталей машин. - ”Высшая школа”, М., 1991.
Анурьев B.И. Справочник конструктора- машиностроителя. - ”Машиностроение”, М., 1978.