МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Сумськийдержавнийуніверситет
Конотопськийінститут
Кафедра технологій і управління
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
з дисципліни: Деталі машин і основипроектування
на тему: "Розрахунок приводу стрічковогоконвеєру"
ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
ДМ.20090008.00.ПЗ
Студента 2 курсу групиТМ-91к
Шельма Богдан Віталійович
(прізвище, ім’я, по батькові студента)
Науковийкерівник
к.е.н., доц. Весперіс С.З.
(науковийступінь, вченезвання, прізвище, ініціали)
2021
ЗМІСТ1. Підбор електродвигуна і його кінематичнийрозрахунок…………………...3
2. Розрахунок редуктора з циліндричними косозубими колесами……………5
В
ступВИХІДНІ ДАНІ
Спроектувати привод стрічкового конвеєра, який складається з вертикального редуктора з циліндричними косозубими колесами та відкритої ланцюгової передачі. Вал двигуна і ведучій вал редуктора з’єднані пружною муфтою. Лінія центрів ланцюгової передачі горизонтальна. Вимоги до габаритів приводу нежорсткі. Редуктор нереверсивний, призначений для тривалоїексплуатації. Робота у одну зміну, вали встановлені на підшипникахкочення. Термінслужби Т = 27 000 годин.Колова сила на барабані F=4 кНШвидкістьстрічки V=1,2 м/с, Діаметр барабана D=0,35 м.
Рисунок 1. Кінематична схема приводу
1) Підібратиелектродвигун і провести кінематичнийрозрахунок.
1. Визначаємо ККД приводу.
Загальне ККД приводу дорівнює добутку ККД послідовно з’єднаних рухомих складових елементів ( муфти, трьох пар підшипників, зубчастої передачі і ланцюгової передачі)
За таблицею Д30б приймаємо ККД для кожного елемента:
для муфти Ƞ1=0,99
для підшипників Ƞ2=0,99
для зубчастої передачі Ƞ3=0,98
для ланцюгової передачі Ƞ4=0,95
тоді загальний ККД становитиме
Ƞ=Ƞ1·Ƞ2·Ƞ3·Ƞ4=0,99·0,993·0,98·0,95=0,89
2. Визначаємо потрібну потужність електродвигуна
3. За таблицею Д61 вибираємо електродвигун.
Приймаємо асинхронний електродвигун загального призначення у закритому виконанні з обдувом, типу 4А160М6УЗ для якого n1=965 хв-1,Рдв=5,5 Квт
Таблиця 1. Двигунвиконання М100 (ГОСТ 19523-81)
| Тип двигуна | Кількість полюсів | Габаритні розміри, мм | Установочні і приєднувальні розміри, мм | Вага Кг | ||||||
| l30 | h31 | d30 | l1 | d1 | b10 | h | h5 | |||
| 4А132S | 2, 4, 6, 8 | 480 | 350 | 302 | 80 | 32, 38 | 216 | 132 | 41 | 77, 93 |
4
. Визначаємо частоту обертання вихідного валу приводу.
5. Визначаємо загальне передаточне число.
u=n1/n2=960/65=14,78
Р
озділяємо передаточне число між зубчастою і ланцюговою передачами, приймаємо виходячи із стандартного рядуuзубч.=5
тоді
тоді
uланц=14,78/5=2,96
6. Визначаємо потужності обертання, моменти кутової швидкості і частоту обертання на кожному валі.
Tn=9,55·Pn/nn
ωn=π·n/30
n2=n1·u2
Таблиця 2, кінематичні параметри приводу
| Вал | Потужність Квт | Обертальний момент Н·м | Кутова швидкість с-1 | Частота обертання хв-1 |
| Вал1 | 5,4 | 53,7 | 100,4 | 960 |
| Вал2 | 4,8 | 238,7 | 20,1 | 192 |
| Вал3 | 4,5 | 661,2 | 6,8 | 65 |
2) Розраховуємо редуктор з циліндричними косозубими колесами.
1. Вибираємо марку матеріалу і призначаємо хіміко-термічну обробку зубців, сталь-сталь НВ<350.
За таблицями Д21 і Д28 призначаємо для виготовлення зубчастих коліс сталь 45 з якості хіміко-термічною обробкою для зубчастого колеса нормалізація (НВ 180…200), для шестерні поліпшення (НВ 240…280).
2. Визначаємо допустимі напруження на контактну і згинну витривалість зубців.
[σH]=σ0HP·KHL[σF]=σ0FP·KFL
Відповідно до таблиці Д28 для сталі 45
для колеса нормалізація НВ 180…200
σ0НР=420 МПаNHO=107
σ0FP=155МПаNF0=4·106
для шестерні поліпшення НВ 240…280
σ0НР=600 МПаNHO=1,5·107
σ0FP=195МПаNF0=4·106
Призначаємо ресурс передачі tu=104год.
Визначаємо кількість циклів напружень:
NHE=NFE=60·tu·n2=60·104·192=11,52·107
враховуючи що NHE>NH0іNFE>NF0
т
ому значення коефіцієнта циклічної довговічності КHL=1 і RFL=1Таким чином допустимі напруження на контактну міцність будуть становити, для колеса:
[σH]=σ0HP·KHL=420·1=420 МПа
допустиме напруження на згин
[σF]=σ0FP·KFL=110·1=110МПа
для шестерні:
напруження на контактну міцність будуть становити
[σH]=σ0HP·KHL=600·1=600 МПа
допустиме напруження на згин
[σF]=σ0FP·KFL=130·1=130МПа
3. Визначаємо передаточне число
u=n1/n2=960/192=5
4
. Визначаємо обертальний момент на валу шестерніТ1=9,55·P1/n1=(9,55·5,4)/960·103=53,72 Н·м
5. Визначаємо міжосьову відстань передачі.
Вибираємо коефіцієнти які входять до формули за таблицею Д22
Для прямозубих коліс і матеріалу коліс сталь-чавун Ка=4300 Па1/3
За таблицею Д25 за допомогою інтерполяції визначаємо КНβ
Для вибору цього коофіціента потрібно визначити відносну ширину колеса φd за формулою:
φd=0,5·φα·(u+1)
За симетричного розташування зубчастих коліс відносно опор
φα=0,2…0,8 приймаємо φα=0,4
Тоді
φd=0,5·0,4·(5+1)=1,2
При НВ<350 за таблицею Д25, за допомогою інтерполяції.
КНβ=1,0495 КFβ=1,099
приймаємо
6. По емпіричній залежності визначаємо нормальний модуль
mn=(0,01…0,02)·aw=(0,01…0,02)·160=(1,6…3,2)
за таблицею Д23 приймаємо
m=2,5 мм
7
. Призначаємо кут нахилу β і визначаємо кількість зубців шестерні і колесаβ=80…200 приймаємо β=150
приймаємо Z1=20
8. Уточнюємо передаточне число, частоту обертання, кутову швидкість веденого валу і кут нахилу веденого зубця.
u=Z2/Z1=100/20=5
n2=n1/u=960/5=192 хв-1
w2=π·n2/30= π·192/30=20,1
β=20022`51``
9. Визначаємо коловий модуль
10. Визначаємо діаметри шестерні і колеса:
для шестерні
ділильний діаметр
d1=mt·Z1=2,67·20=53,4
da1=d1+2mn=53,4+2·2,5=58,4
df1=d1-2,5mn=53,4-2,5·2,5=47,15
для колеса
ділильний діаметр
d2=mt·Z2=2,67·100=267
d
a2=d2+2mn=267+2·2,5=272df2=d2-2,5m=267-2,5·2,5=260,75
11. Уточнюємо міжосьову відстань.
Ширина вінця зубчастого колеса
b=φ·aw=0,4·160,2=64,08мм b2=64мм b1=66мм.
12. Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі
V=π· n1·d1/60=π ·960·53,4·10-3/60=2,68м/с
За таблицею 1’’Послідовність розра
хунку циліндричних передач’’
за V<4 м/с. призначаємо 9 ступінь точності.
Проте для зменшення динамічного навантаження на зубці приймаємо 8 ступінь точності.
13. Визначаємо сили які діють у зачепленні.
колова сила
осьова сила
радіальна сила
14. Перевіряємо робочі контактні натяги
ZH- коефіцієнт, який враховує форму спряжених поверхонь.
ZH=1,702
ZM- коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів спряжених зубчастих коліс. Визначаємо за таблицею Д22.
ZM=274·103Па
Zℇ- коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактної лінії
К
НV- коефіцієнт навантаження, визначаємо за таблицею Д26 (8 ступінь точності). НRC≥45 V=2,84 м/сметодом інтерполяції визначаємо
КНV=1,03
за таблицею Д24 знаходимо КНа
КНа=1,055
Таким чином
КН=КНа·КНβ·КНV=1,055·1,05·1б03=1,14
σH≤[σH]=316≤420МПа
В
итривалість зубців за напруженнями згину знаходимо за формулою:
Визначаємо коофіціенти що входять до формули.
KF=KFa·KFB·KFV
KFa=0,91
KFB=1,1за таблицею Д25
KFV=3·КНV-2=3·1,03-2=1,09 за таблицеюД26
тоді
KF=0,91·1,1·1,09=1,09
Визначаємо еквівалентні кількості зубців шестерні і колеса
За таблицею Д27 з використанням інтерполяції визначаємо:
для шестерніyF’=3,98
для колеса yF’’=3,76
П
орівняльна оцінка шестерні і колеса під час згину
Міцність зубців шестерні виявилася нижчою ніж зубців колеса, тому перевірку на витривалість згину будемо виконувати для зубцівшестерні.
таким чином контактні напруження на згин становлять
σF≤[σF]=10≤110МПа
Умова виконана.
О
рієнтовний розрахунок валів. Конструктивні розміри зубчастої пари. Конструктивні розміри зубчастої пари (довжина і діаметр маточини зубчастих коліс тощо), діаметр внутрішнього кільця і ширина підшипника залежать від діаметра валу. Зазвичай спочатку визначають діаметр вихідного кінця валу, а потім, враховуючі конструктивні особливості, призначають діаметри посадочних місць для зубчастих коліс і підшипників. Для наступного виконання уточненого розрахунку валу потрібно встановити відстань між точками прикладання сил (активних і реактивних) на осі валу, визначити реакції підшипників, побудувати епюри згинальних і крутних моментів. У нашому випадку відомі лише активні сили, які діють на вали з боку зубчастого зачеплення. Діаметр вихідного кінця валу визначаємо орієнтовно з розрахунку на міцність при крученні за заниженими допустимими дотичними напруженнями: [τк] = 20.. .40 МПа.
Приймаємо [τк]' = 25МПа для стали 45 (при df1 = 47,08 мм доцільно виготовити швидкохідний вал разом із шестернею) і [τк]" = 25 МПа для стали 35, яку призначаємо для виготовлення тихохідного валу.
1. Для ведучого (швидкохідного) валу редуктора за [τк]' = 25 МПа з рівнянняміцності:
Маємо
Відповідно з рядом Ra 40 (СТ СЭВ 514—77, табл.Д38А) приймаємо dв1 = 25 мм. Зауважимо, що у випадку використання стандартної муфти різниця між діаметрами з’єднувальних валів не повинна перевищувати 20 ... 25%. Діаметр валу вибраного електродвигуна 4А160М дорівнює 42,48 мм (табл. Д62) і, відповідно, орієнтуватись на стандартну муфту неможливо. Призначаємо посадочні розміри під ущільнення і підшипники (рис. 2). Приймаємо діаметр валу під манжетне ущільнення dІІ= 28 мм (необхідно залишити висоту буртика приблизно 1 ... 3мм для упору торця втулки напівмуфти); діаметр валу під підшипник dІІІ = 30 мм. ДіаметрdІІІІ приймаємо рівним 40 мм для забезпечення висоти упорного буртика 4,5 ммдля посадки орієнтовно призначеного конічного роликопідшипника середньої серії (табл. Д63). Враховуючи, що діаметр западин шестерні df1 = 47,08 мм незначно перевищує діаметр валу під підшипник dІІІ= 30 мм, то, як уже ізазначалось вище, шестерню доцільно виготовити заодно з валом.
2. Для ведучого (тихохідного) валу редуктора за Т2 =uТ1 = 5 · 53,72 = 268,6Н·м без врахування ККД передач.
Відповідно з рядом Ra 40 (СТ СЭВ 514—77, табл.Д38А) приймаємо dв2 = 40 мм, діаметр валу під ущільнення d2І= 44 мм, діаметр валу під підшипник d2ІІ= 45 мм, діаметр валу під посадку маточини зубчастого колеса d2ІІІ = 50 мм.
3. Конструктивні розміри зубчастого колеса
діаметр маточини
d2ІV ≈ (1,6 ... 1,7) d2ІІІ = (1,6 ... 1,7)· 50 = 75 ... 85 мм, приймаємо d2ІV = 80 мм;
довжина маточини
lст ≈ (0,7 ... 1,8) d2ІІІ = (0,7 ... 1,8) · 50 = 35 ... 90 мм; приймаємо lст = 65 мм;
товщина ободу
δ0 ≈ (2,5.. .4) mn= (2,5 ... 4) · 2,5 = 6,25 .. . 10 мм, приймаємо δ0 = 7 мм. Колесо виготовляємо з поковки, конструкція дискова
Товщина диска
е ≈ (0,2 ... 0,3) b2 = (0,2 ... 0,3) · 67,6 = 13,4 ... 20,1 мм, приймаємо е =17мм.
Діаметр отворіву диску призначаємо конструктивно, але не менше 15 ... 17 мм.
Рис. 2 – Загальний вид циліндричного косозубого редуктора.
Розрахунок ланцюгової передачі
1. Вибираємо кількість зубців
Z1=27…25приймаємо Z1=25
Z2=u·Z1=2,95·25=73,75приймаємо Z2=74
2. Визначаємо орієнтовне значення кроку ланцюга
K=K1·K2·K3·K4·K5=1,2·1,5·1,25·1·1=2,25
[P]=29,6≈29,7 для 192хв-1
[P]=29,7
3
. Розраховане значення Рл округлюємо до найближчого стандартного значення 19,05 або 25,4.Для прийняття зваженого рішення продовжуємо розрахунки для цих двох стандартних параметрів.
4. Визначаємо швидкість ланцюга
V19,05=(19,05·25·192·10-3)/60=1,52м/с
V25,4=(25,4·25·192·10-3)/60=2,03м/с
5. Призначаємо міжосьову відстань
а19,05=(30…50) ·19,05=(571,5…952,5) приймаємо 600 мм
а25,4=(30…50) ·25,4=(762…1270) приймаємо 800 мм
6. Визначаємо кількість ланок ланцюга та його довжину
W19,05=
беремо 120W25,4=
беремо 120Довжина:
L19,05=120·19,05=2286мм
L25,4=120·25,4=3048мм
7. Визначаємо колові сили
Ft19,05=(4,8·103)/1,52=3157,89H
Ft25,4=(4,8·103)/2,03=2364,53H
8.Визначаємо тиск у шарнірах
S19,05=(0,25…0,3) ·19,052=(91…109) приймаємо 100 мм2
S25,4=(0,25…0,3) ·25,42=(156…187) приймаємо 170 мм2
За розрахунками видно що ланцюг із кроком 19,05 є неприйнятним і його виключаємо із подальших розрахунків.
9. Визначаємо навантаження на вали та їх опори
F=1,15·Ft
F=1,15·2364,53=2719,21H
10. Визначаємо ділильний діаметр зірочок
11. Призначаємо умовне позначення обраного ланцюга
ПР-25,4-5670 ГОСТ13568-97
П
еревірка міцності валів. Міцність валів перевіримо за гіпотезою найбільших дотичних напружень (III теорія міцності). Швидкохідний вал.
1. Так як швидкохідний вал виготовляють разом із шестернею, то його матеріал є відомим - сталь 45, для якої межа витривалості
σ-1 ≈ 0,43σ’В = 0,43 · 820 = 352 МПа
2. Допустиме напруження згину за симетричного циклу напружень визначаємо по формулі:
де [п] – коефіцієнт запасу міцності, [п] = 1,3 … 3, приймаємо [п] =2,2;
Кσ – ефективний коефіцієнт концентрації напружень, Кσ = 1,2 … 2,5, приймаємо Кσ = 2,2;
kрв – коефіцієнт режиму навантаження під час розрахунку на згин, kрв = 1,0 … 1,65, під час розрахунку осей і валів зазвичай приймають kрв = 1, для передач з ручним приводом допускається приймати kрв = 1,65, приймаємо kрв = 1;
3. Викреслюємо схему навантаження валу і будуємо епюри згинальних і крутних моментів (рис. 3):
а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині z0y від сил Fr і Fа:
ΣМА = – Fr · a1 – Fa · 0,5 · d1 + YB · 2а1 = 0;
ΣМВ = - YА · 2а1 – Fa · 0,5 · d1 + Fr · а1 = 0,
б
) визначаємо реакції опор у горизонтальній площині х0z від сили Ft:ХА = ХВ = 0,5· Ft = 0,5 · 2046 = 1023 Н;
в) для побудови епюр визначаємо величину згинальних моментів у характерних точках (перерізах) А, С, В:
увертикальнійплощиніz0y:
МА = МВ = 0; 𝑀Слів = 𝑌𝐴 ∙ 𝑎1 = 295 ∙ 0,0575 = 16,96Н ∙ м,
𝑀Справ = 𝑌𝐵 ∙ 𝑎1 = 465 ∙ 0,0575 = 26,74Н ∙ м; (𝑀𝐹𝑟𝐹𝑎 ) 𝑚𝑎𝑥 = 26,74Н ∙ м;
угоризонтальнійплощиніх0z:
МА = МВ = 0; 𝑀С = 𝑋𝐴 ∙ 𝑎1 = 1023 ∙ 0,0575 = 58,8 Н ∙ м, 𝑀𝐹𝑡 = 58,8 Н ∙ м;
г) крутний момент Т = Т1 = 57,8 Н·м;
д) будуємоепюри (рис.3).
Рис. 3 - Епюри згинальних і крутних моментів швидкохідного валу.
4
. Визначаємо найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу С:сумарний згинальний момент:
Відповідно,
5. Визначаємо еквівалентне напруження по гіпотезі найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допустимим:
що значно менше допустимого [𝜎в ]-1 = 72,73 МПа.
Тихохідний вал.
1. Матеріал для виготовлення тихохідного валу – сталь 35, для якого за табл. Д3 при d < 100 мм σв = 510 МПа і, відповідно, межа витривалості:
σ-1 ≈ 0,43σ’В = 0,43 · 510 = 219 МПа
2. Допустиме напруження згину за симетричного циклу напружень визначаємо по формулі:
3
. Викреслюємо схему навантаження валу і будуємо епюри згинальних і крутних моментів (рис. 4)а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині z0y від сил Fr і Fа:
ΣМА = – Fr · a2 – Fa · 0,5 · d2 + YB · 2а2 = 0;
ΣМВ = - YА · 2а2 – Fa · 0,5 · d2 + Fr · а2 = 0,
б) визначаємо реакції опор у горизонтальній площині х0z від сили Ft:
ХА = ХВ = 0,5· Ft = 0,5 · 2046 = 1023 Н;
в) для побудови епюр визначаємо величину згинальних моментів у характерних точках (перерізах) А, С, В:
увертикальнійплощиніz0y:
МА = МВ = 0; 𝑀Слів = 𝑌𝐴 ∙ 𝑎2 = -87 ∙ 0,0525 = -4,57Н ∙ м,
𝑀Справ = 𝑌𝐵 ∙ 𝑎2 = 847 ∙ 0,0525 = 44,47Н ∙ м; (𝑀𝐹𝑟𝐹𝑎 ) 𝑚𝑎𝑥 = 44,47Н ∙ м;
угоризонтальнійплощиніх0z:
МА = МВ = 0; 𝑀С = 𝑋𝐴 ∙ 𝑎1 = 1023 ∙ 0,0525 = 53,7Н ∙ м, 𝑀𝐹𝑡 = 53,7Н ∙ м;
г) крутний момент Т = Т2 = 289 Н·м;
д) будуємоепюри (рис.4).
Р
ис. 4 - Епюри згинальних і крутних моментів тихохідного валу.4. Визначаємо найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу С:
сумарний згинальний момент:
Діаметр валу у небезпечному перерізі d2ІІІ = 50 мм ослаблений шпонковою канавкою. Тому у розрахунок необхідно ввести значення d, менше на 8 … 10% від d2ІІІ . Приймаючи d = 45 мм – розрахунковий діаметр валу у перерізі С, маємо
В
ідповідно,
5. Визначаємо еквівалентне напруження по гіпотезі найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допустимим:
що значно менше [𝜎в ]−1 = 45,25 МПа.
За отриманих невисоких значеннях розрахункових напружень вали мають високі значення коефіцієнта запасу міцності, тому перевірку їх жорсткості можна не виконувати.
Підбір шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з’єднань.
Шпонки підбираємо по таблицям ГОСТу залежно від діаметра валу і провіряємо розрахунком з’єднання на зминання.
Швидкохідний вал. Для консольної частини валу за табл. Д49 для dв1 = 25 мм підбираємо призматичну шпонку b х h =8 х 7 мм. Довжину шпонки приймаємо так, щоб вона була менше довжини маточини шківа (l1 = 40 мм) на 3 ... 10 мм і не виходила за межі граничних розмірів для шпонок (табл.Д49). Приймаємо l = 35 мм.
Розрахункова довжина шпонки із закругленими торцями
lр = l - b = 35 - 8 = 27 мм.
Розрахункове напруження зминання визначаємо за формулою:
Ц
е напруження значно нижче допустимого [σзм] = 100 ... 150 МПа (напівмуфта виготовлена із сталі). Умовне позначення вибраної шпонки: Шпонка 8 х 7 х 35 ГОСТ 23360 - 78.Тихохідний вал. 1. Для вихідного кінця валу за табл. Д49 для dв2 = 40 мм підбираємо призматичну шпонку b х h =12 х 8 мм. За l2 = 70 мм із ряду стандартних значень довжини шпонок (табл.Д49) приймаємо l = 70 мм. Розрахункова довжина шпонки:
lр = l - b = 70 - 12 = 58 мм.
Розрахункове напруження зминання визначаємо за формулою:
Це напруження значно нижче допустимого, навіть за умови посадки на вал чавунної маточини, для якої [σзм] = 60 ... 90 МПа.
Умовне позначення вибраної шпонки:
Шпонка 12 х 8 х 70 ГОСТ 23360 - 78.
2. Для валу під маточину зубчастого колеса за табл. Д49 для d2ІІІ = 50 мм підбираємо призматичну шпонку b х h =14 х 9 мм. За lм = 67 мм із ряду стандартних значень довжини шпонок (табл.Д49) приймаємо l = 60 мм. Розрахункова довжина шпонки:
lр = l - b = 60 - 14 = 46 мм.
Розрахункове напруження зминання визначаємо за формулою:
Це напруження значно нижче допустимого, навіть за умови посадки на вал чавунної маточини, для якої [σзм] = 60 ... 90 МПа.
Умовне позначення вибраної шпонки:
Шпонка 14 х 9 х 60 ГОСТ 23360 - 78.
Підбір підшипників.
Підшипники кочення підбираємо відповідно до стандартів залежно від розміру і напрямку діючих на підшипник навантажень; діаметра цапфи, на яку насаджується підшипник; характеру навантаження; кутової швидкості обертання кільця підшипника; бажаного терміну служби підшипника і його найменшої вартості.