Проектування приводу стрічкового конвеєра Енергетичний та

Курсове проектування

з дисципліни "Деталі машин"

Тема:

"Проектування приводу стрічкового конвеєра"

Введення

Основна мета курсового проекту з деталей машин - придбання студентом навичок проектування. Працюючи над проектом, студент виконує розрахунки, навчається раціонального вибору матеріалів і форм деталей, прагне забезпечити їх високу економічність, надійність і довговічність. Придбаний студентом досвід є основою для виконання ним курсових проектів з спеціальних дисциплін і для дипломного проектування, а так само всієї подальшої конструкторської роботи.

Проектований привід стрічкового конвеєра складається з електродвигуна марки 4A100L8У3 (Pд = 3,0 кВт; Nд = 710 хв ), Редуктора конічної-циліндричного двоступінчастого, барабана. Передача крутного моменту від електродвигуна на редуктор здійснюється за допомогою муфти МУВП (радіальний зсув 0,3 мм, кутовий 0,8 ). Крутний момент від редуктора на приводний вал передається за допомогою жорстко-компенсуючої муфта (ГОСТ 5006-55).

1. Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу

Потужність, споживану конвеєром, за ф. стор.5 [1]:

_{P p} = F _t V = 3,1 × 0,8 = 2,48 кВт,

де F _t - тягове зусилля на барабані, кН;

V - окружна швидкість

Потужність, споживана електродвигуном:

P _еп = Р _р / h = 2,48 / 0,879 = 2,821 кВт,

де h - загальний К.П.Д. приводу:

h = h ₁ h ^{₄ Лютого} h ^{₂ Березня} h ₄ = 0,98 × 0,995 ⁴ × 0,92 × 0,995 = 0,879

де h _пк, h _м, h _кп, h _ЦП - ККД відповідно підшипників кочення, муфти, конічної і циліндричної зубчастої передач.

Визначаємо частоту обертання приводного валу:

n _р = 60000 × V / (p × D) = 60000 × 0,8 / (3,14 × 225) = 67,9 хв ^-1.

Визначаємо бажану частоту обертання електродвигуна за ф. стор 6 [1]:

n _ЕЖ = n _р × U ₀ = 67,9 * 10 = 679 хв ^-1,

де U ₀ - загальне орієнтовний передавальне число привода, табл. 5.6 [4],

U ₀ = U _БПО × U _ТПО = 2,5 × 4 = 10,

де U _БПО, U _ТПО - орієнтовні передавальні числа відповідно швидкохідної і тихохідної передач з табл. 2 [1].

Виходячи з обчислених значень Р _еп і n _ЕЖ за ГОСТ 28330-89 вибираємо електродвигун 4А100L8У3 з синхронною частотою обертання n _ерс = 710 хв ^-1 і потужністю Р _ед = 3,0 кВт.

Визначаємо передаточне число привода:

U ₀ = n _Еда / n _p = 710/67, 9 = 10,45.

Розбиваємо U ₀ на передавальні числа:

U _тп = U ₀ / U _бп = 10,45 / 2,5 = 4

де U _бп = 2.5 - передавальне число швидкохідної передачі;

Визначаємо частоти обертання валів стор 11 [1]:

n ₁ = 710 хв ^-1,

n ₂ = n ₁ / U _бп = 710/2.5 = 284 хв ^-1,

n ₃ = n ₂ / U _тп = 284 / 4 = 71 хв ^-1,

Визначаємо потужності, що передаються валами за ф. стор 11 [1]:

Р ₁ = Р _еп × h _м = 2,8 × 0.995 = 2.786 кВт;

Р ₂ = Р _еп × h _К.П × h _пк × h _м = 2.783 * 0.995 * 0,995 * 0,95 = 2.633 кВт;

Р ₃ = Р ₂ × h _К.П = 2.633 * 0.98 = 2.58 кВт;

Визначаємо кутові швидкості валів приводу за ф. cтр. 11 [1]:

w ₁ = p × n ₁ / 30 = 3,14 × 710/30 = 74.35 с ^-1;

w ₂ = p × n ₂ / 30 = 3,14 × 284/30 = 29.74 с ^-1;

w ₃ = p × n ₃ / 30 = 3,14 × 71/30 = 7.43 с ^-1.

Визначаємо крутні моменти на валах привода по:

Т ₁ = Р ₁ / w ₁ = 2786/74.35 = 37.47 Н × м;

Т ₂ = Р ₂ / w ₂ = 2633/29.74 = 88.53 Н × м;

Т ₃ = Р ₃ / w ₃ = 2580/7.43 = 347.24 Н × м;

2. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень для зубчастих передач

Бажаючи отримати порівняно невеликі габарити і невисоку вартість редуктора, вибираємо для виготовлення шестерень і коліс порівняно недорогу леговану сталь 40Х. По таблиці 8.8 [2] призначаємо термообробку: для шестерень - азотування поверхні 50 ... 59 HRC при твердості серцевини 26 ... 30 HRC, , ; Для колеса - поліпшення 230 ... 260 HB , .

Визначаємо допустимі контактні напруги

Для коліс обох щаблів за табл. 8.9 (с. 168, [2]):

мПа

для шестерні обох ступенів

Коефіцієнт безпеки

Число циклів напружень для колеса другого ступеня, за формулою (8.65, [2]), при с = 1:

= 60 * 1 * 71 * 10 416 = 4,4 *

Тут n-частота обертання вихідного валу,

= 5 * 365 * 0,29 * 24 * 0,82 = 10416 ч-термін служби передачі.

За графіком (ріс.8.40 [2]), для 245HB = 1.5 * , Для 50 ... 59 HRC = .

По таблиці (8.10 [2]), = 0,25. За формулою (8.64 [2]), для колеса другого ступеню:

= * = 0,25 * 4,4 * = 1,7 * .

Порівнюючи і , Відзначаємо, що для коліс другого ступеня > . Так як всі інші колеса обертаються швидше, то аналогічно розрахунком отримаємо і для них > . При цьому для всіх коліс передачі = 1.

Допустимі контактні напруги визначаємо за формулою (8.55 [2]),

Для коліс обох ступенів = 550/1.1 = 509 МПа

Для шестернею = 1050/1.2 = 875 МПа.

Допустиме контактне напруження для обох ступенів у яких H1> 350 HB, а H2 <350 HB, за формулою (8.56 [2]),

= (875 +509) / 2 = 692 МПа,

але не більше ніж 1.25 = 1.25 * 509 = 636МПа. Приймаються = 636 МПа.

Допустимі напруги вигину

По таблиці 8.9 [2] для коліс обох ступенів

= 1.8HB = 1.8 * 240 = 432МПа;

для шестернею

= 12 * HRC + 300 = 12 * 28 +300 = 636 МПа.

Визначаємо за формулою (8.67 [2]),

де - Межа витривалості зубів

S _F - коефіцієнт безпеки

K _FL - коефіцієнт довговічності

K _FC - коефіцієнт враховує вплив двостороннього програми навантаження.

K _FС = 1 тому навантаження одностороння.

число циклів (рекомендується для всіх сталей)

= 0,14 * 1,77 * = 2.4 *

= 0.14

тому що , То K _FL = 1

По таблиці 8.9 [2] S _F = 1.75.

Допустимі напруги вигину:

для шестерні = 636/1.75 = 363 МПа;

для колеса = 247 МПа.

3. Розрахунок тихохідної зубчастої передачі

3.1 Проектний розрахунок передачі

Міжосьова відстань передачі, ф. (8.13 [2])

= 0.85 (4 +1) = 125

y _ba = 0.4-коефіцієнт ширини щодо міжосьової відстані, табл. 8.4 [2].

Y _bd = 0.5 * y _ba (U +1) = 0.5 * 0.4 (4 +1) = 1 - коефіцієнт ширини шестірні

K _{H b} = 1.08 - коефіцієнт концентрації навантаження залежно від Y _bd (ріс.8.15, с.130 [2])

Визначаємо ширину колеса:

мм

Визначаємо модуль:

,

де Y _m = 30 - коефіцієнт модуля, залежно від жорсткості (табл. 8.4, С136, [2])

По таблиці 8.1 призначаємо = 1.5мм

Вибираємо число зубів у рекомендованих межах:

b = 9 ^o

Визначаємо сумарне число зубів:

Знаходимо число зубів:

Уточнюємо значення ділильних діаметрів:

= мм

= мм

Визначаємо діаметри вершин:

мм

мм

Визначаємо ширину шестерні:

мм

3.2 Перевірочний розрахунок тихохідної щаблі на втому за контактними напруженням (8.29, с.149, [2]):

,

де K _H = K _HV K _{H b} - коефіцієнт навантаження

K _{H b} = 1.03

K _HV - коефіцієнт динамічного навантаження

м / c

Призначаємо дев'ятий ступінь точності. Приймаються K _HV = 1,06 (табл.8.3, с.131, [2]).

-Коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач за контактними напруженням (8.28, с.149, [2]):

,

де K _{H a} = 1.03 - в залежності від v і 9-го ступеня точності (табл.8.7, с.149, [2])

За формулою (8.25 [2]):

=

-Коефіцієнт торцевого перекриття.

МПа

мПа

Визначаємо недовантаження:

3.3 Перевірочний розрахунок тихохідної щаблі по напруженням вигину

,

де Y _FS - коефіцієнт форми зуба

Z _{F b} - коефіцієнт підвищення міцності зуба

K _F - коефіцієнт нерівномірності навантаження

Для визначення Y _FS визначимо і :

За графіком (ріс.8.20, с.140, [2]) в залежності від і знаходимо і : = 3.8, = 3.75

МПа

МПа

Так як 65.8 <95.5, то приймаємо Y _F = 3.75

Визначаємо Y _{F b} (8.34, с.150, [1]):

,

де за таблицею 8.7 [2] K _{F a} = 1.35

Знайдемо K _F:

,

де K _{F b} = 1.3 (ріс.8.15, с.130, [2])

K _FV = 1.04 (табл.8.3, с.131, [2])

Знаходимо окружне зусилля:

Н

Визначаємо напругу:

мПа

мПа

Умова міцності виконується.

3.4 Розрахунок геометричних параметрів тихохідної передачі

Раніше було визначено мм, мм, b = 50 мм.

Визначаємо діаметри вершин:

мм

мм

Діаметр западин зубів:

мм

мм

4. Розрахунок швидкохідної передачі

Зовнішній ділильний діаметр більшої конічного колеса визначаємо за формулою (9.40 [3]):

Приймемо число зубів шестерні = 24

Кількість зубів колеса:

* U = 24 * 2,5 = 60

Зовнішній окружний модуль:

мм

По таблиці 9.1 [3] приймаємо = 2,25 мм

Уточнюємо значення і :

мм

По таблиці 9.4 [3] приймаємо = 140 мм

Конусний відстань:

мм

Ширина зубчастого вінця:

мм

По таблиці 9.5 [3] приймаємо b = 21 мм

Зовнішній ділильний діаметр шестірні:

мм

Кути при вершині початкових конусів:

ctg ; Ctg2, 5 = ; = 68,198 `; = 90 - = 90-68,198 = 21,802 `

Середній ділильний діаметр шестірні:

= 2 (72,7-0,5 * 21) * 0,371 = 46,2 мм

Середній окружний модуль:

4.1 Розрахунок геометричних параметрів швидкохідної передачі

Раніше було визначено мм, мм, b = 21 мм.

Діаметри вершин зубів:

мм

мм

Діаметр западин зубів:

мм

мм

5. Розрахунок валів

5.1 Проектний розрахунок валів

Зробимо розрахунок швидкохідного валу:

Визначимо вихідний кінець вала:

,

де T ₁ = 34.47Нм

мм

Узгодимо розрахований значення з величиною діаметра валу електродвигуна: мм

Приймаємо: d = 25 мм, діаметр валу під підшипники мм.

Розрахуємо проміжний вал:

Діаметр ступеня для установки на неї колеса:

,

де T _пр = 88.53 Нм

мм

Приймаються d _к = 34 мм. Діаметр буртика для упору колеса d _бк = 40 мм. Діаметр ділянок для встановлення підшипників d _п = 30 мм.

Розрахунок тихохідного валу.

Призначаємо матеріал: Сталь 45.

Термообробка: поліпшення.

З таблиці 8.8 стор 162 знаходимо:

МПа

МПа

Визначаємо діаметр вихідного кінця вала:

мм, де МПа

Вибираємо діаметри вала:

d = 40 мм - діаметр в місці посадки муфти

d _п = 50 мм - діаметр в місці посадки підшипників

d _к = 55 мм - діаметр в місці посадки колеса

5.2 Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора

Визначаємо довжини валу:

c = 80 мм

,

де l _ст = 74 - ширина маточини (округлена)

x = 10 мм

w = 60 мм - товщина кришки

Одержуємо:

l = 74 +2 * 10 +60 = 154 мм

Складаємо розрахункову схему.

Визначаємо силу в місці посадки муфти:

Н

Визначаємо сили в зачепленні:

Н

Н

Н

Будуємо епюру згинальних моментів у вертикальній площині. Спочатку визначимо реакції опор (складемо суму моментів відносно опори А):

Н

Для визначення реакції в опорі A складемо суму сил на вертикальну вісь:

Н

Будуємо епюру згинальних моментів у вертикальній площині.

Розглянемо горизонтальну площину.

Запишемо суму моментів відносно опори А:

Н

Запишемо суму сил на вертикальну вісь:

Н

Будуємо епюру згинальних моментів у горизонтальній площині.

Будуємо епюру сумарних згинальних моментів.

Будуємо епюру крутних моментів.

Небезпечним перерізом буде, перетин II під шестернею. Перевіримо статичну міцність вала в цьому перерізі.

Мпа

Крутний момент: T = 347.2МПа

Напруга вигину:

МПа

Напруга крутіння:

МПа

Визначаємо еквівалентне напруга:

МПа

Умови міцності виконуються.

Визначимо межі витривалості:

МПа

МПа

Визначимо запаси на опір втоми за формулами (15.3, с.299, [2]):

де і - Амплітуди змінних складових

і - Амплітуда постійних складових

і - Масштабні коефіцієнти

і - Ефектні коефіцієнти концентрації напружень

За графіком 15.5, с. 301, [2], крива 2 знаходимо = 0.72

За графіком 15.6, с. 301, [2], крива 1 знаходимо = 1 МПа

По таблиці 15.1, с. 300, [2] отримуємо = 1,7 МПа і = 1.4 МПа

Приймаються

; МПа

МПа

МПа

МПа

За формулою 15.3, с.299, [2] визначимо сумарний коефіцієнт запасу:

Перевіряємо жорсткість валу. Для визначення прогину використовуємо таблицю 15.2, с. 303, [2]. Середній діаметр приймаємо рівним d _к = 55 мм.

,

мм ⁴

Прогин у вертикальній площині від сили F _r:

мм

Прогин в горизонтальній площині від сил F _t і F _M:

мм

Визначаємо сумарний прогин:

мм

Визначаємо допустимий прогин (с.302, [1]):

мм

Вал відповідає необхідним умовам жорсткості.

6. Вибір підшипників кочення

6.1 Перевірочний розрахунок підшипників кочення тихохідного валу

Необхідно підібрати підшипники для вала тихохідного редуктора використовуючи наступні дані: діаметр в місці посадки підшипника d = 50 мм, L = 10416 ч.

Визначаємо реакції опор:

; H

; H

Враховуючи порівняно невелику осьову силу Fa = 494,2 Н, призначаємо конічні підшипники легкої серії, умовне позначення 7210, для яких за таблицею 16.9 з [3] З = 56000 Н, Cо = 40000 Н, e = 0,37.

З-паспортна динамічна вантажопідйомність, Со-паспортна статична вантажопідйомність.

Виконуємо перевірочний розрахунок. Визначаємо осьову складову навантаження за формулою 16.38 з [2]:

,

S1 = 0.83 * 0.37 * 4269.24 = 1309.85 Н

S2 = 0,83 * 0,37 * 5351,41 = 1643,42 Н

Приймаються = 1643,42 Н і за формулою (16.36 [2]) знаходимо осьове навантаження :

Н

Умова не розсування колі дотримується Н

Визначаємо еквівалентну навантаження за формулою 16.29 з [2]:

,

де за рекомендацією маємо V = 1; за таблицею 16.5 [2] при знаходимо X1 = 1, Y1 = 0 і при , X1 = 1, Y1 = 0, за рекомендацією до формули (16.29 [2]) знаходимо Kт = 1, K s = 1,3.

K s - ефективний коефіцієнт концентрації напруг при вигині, Kт - ефективний коефіцієнт концентрації напружень при крученні.

Н

Н

Так як , Розраховуємо тільки другий підшипник.

3.68

C = 6956.83 * 3.68 = 25601.1 Н

Умова С (потребная) <= C (паспортна) виконується.

Перевіряємо підшипник по статичній вантажопідйомності. За формулою 16.33 з [2] обчислюємо, при Х = 0.6, Y = 1.04:

,

де Yo-коефіцієнт осьової статичного навантаження, Хо-коефіцієнт радіальної статичного навантаження, Ро-еквівалентна статичне навантаження.

H

Умова дотримується: паспортне значення статичної вантажопідйомності більше розрахункового.

7. Розрахунок шпонкових з'єднань

Для закріплення деталей на валах редуктора використовуємо призматичні шпонки. Розміри поперечного перерізу шпонок вибираємо за ГОСТ 23360-78 відповідно до діаметра валу на місці установки шпонок.

Розрахунок шпонок по допускаються напруженням на зминання:

. Умова міцності:

а)

б)

в)

г)

Всі вибрані шпонки задовольняють напруженням зминання.

8. Вибір муфт

Для з'єднання вала редуктора і валу електродвигуна застосовуємо пружну втулочно-пальцеву муфту по ГОСТ21424-93.

Перевіримо муфту по напруженням зминання (17.34 [2]):

Мпа

де мм - діаметр окружності, на якій розташовані пальці

z = 6 - кількість пальців

- Діаметр пальця

- Довжина гумової втулки

Мпа

Мпа

Для з'єднання тихохідного вала редуктора з валом барабана використовуємо зубчасту жорстко-компенсуючу муфту (ГОСТ 5006-55):

Умова міцності:

Мпа

,

де b-довжина зуба

Муфти відповідають умовам міцності.

9. Змащення редуктора

Для зменшення зносу зубів, для зменшення втрат на тертя, а також для відведення тепла що виділяється в зачепленні застосовують мастило передач в редукторі.

Так як швидкості коліс V <12 ... 15 м / с їх змазування проводиться зануренням у масляну ванну. За рекомендацією глибина занурення тихохідного колеса звичайно не перевищує 0,25 його радіуса.

Приймаємо для змащення редуктора масло трансмісійне ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, що має кінетичну в'язкість .

Обсяг масла, що заливається визначаємо за формулою:

,

де - Внутрішня довжина редуктора

- Внутрішня ширина редуктора

- Висота масла в редукторі

л.

Для змащення підшипників застосовуємо найбільш поширену для підшипників мастило: Жирова 1-13 ГОСТ 1631-61.

Висновок

Для виготовлення шестерень і коліс, бажаючи отримати порівняно невеликі габарити і невисоку вартість редуктора, була обрана легована сталь 40Х і призначена термообробка: для шестерень - азотування поверхні 50 ... 59 HRC при твердості серцевини 26 ... 30 HRC, , ; Для коліс - поліпшення 230 ... 260 HB. Для тихохідної ступені були проведені перевірочні розрахунки на втому за контактними напруженням і напруженням вигину. Всі умови міцності дотримуються: мПа - за контактним напруженням, мПа - по напруженням вигину.

При розрахунку тихохідного валу було встановлено, що всі умови міцності і жорсткості виконуються: запас опору втоми , Сумарний максимально можливий прогин мм.

Вибрані шпонки були перевірені по напруженням зминання, всі вони задовольняють допустимим значенням.

Список використаних джерел

1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Деталі машин. Проектування .- "Технопрінт", Мінськ, 2000.

2. Іванов М.М. Деталі машин. - "Вища школа", М., 1984.

1. Кузьмін А.В., Чернин І.М., Козинцев Б. С. Розрахунки деталей машин. "Вища школа", Мн., 1986.

2. Шейнблінт AE Курсове проектування деталей машин. - "Вища школа", М., 1991.

3. Ануров B.І. Довідник конструктора-машинобудівника. - "Машинобудування", М., 1978.