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]:
Pp=FtV=3,1×0,8=2,48 кВт,
где Ft – тяговое усилие на барабане, кН;
V – окружная скорость
Мощность, потребляемая электродвигателем:
Pэп=Рр/h=2,48/0,879=2,821 кВт,
где h — общий К.П.Д. привода:
h=h1h24h32h4=0,98×0,9954×0,92×0,995=0,879
где hпк, hм, hкп, hцп – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.
Определяем частоту вращения приводного вала:
nр=60000×V/(p×D)=60000×0,8/(3,14×225)=67,9 мин-1.
Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:
nэж=nр×U0=67,9*10=679 мин-1,
где U0– общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],
U0=Uбпо×Uтпо=2,5×4=10,
где Uбпо, Uтпо – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].
Исходя из вычисленных значений Рэп и nэж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения nэдс=710 мин-1 и мощностью Рэд=3,0 кВт.
Определяем передаточное число привода:
U0=nэда/np=710/67,9=10,45.
Разбиваем U0на передаточные числа:
Uтп=U0/Uбп=10,45/2,5=4
где Uбп=2.5 – передаточное число быстроходной передачи;
Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:
n1=710 мин-1,
n2=n1/Uбп=710/2.5=284 мин-1,
n3=n2/Uтп=284/4=71 мин-1,
Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:
Р1=Рэп×hм =2,8×0.995=2.786 кВт;
Р2= Рэп×hк.п×hпк×hм=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;
Р3=Р2×hк.п=2.633*0.98=2.58 кВт;
Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:
w1=p×n1/30=3,14×710/30=74.35 с-1;
w2=p×n2/30=3,14×284/30=29.74 с-1;
w3=p×n3/30=3,14×71/30=7.43 с-1.
Определяем крутящие моменты на валах привода по:
Т1=Р1/w1=2786/74.35=37.47 Н×м;
Т2=Р2/w2=2633/29.74=88.53 Н×м;
Т3=Р3/w3=2580/7.43=347.24 Н×м;
w1
w2
w3
Т1
Т2
Т3
74.35 с-1
29.74 с-1
7.43 с-1
37.47 Н×м
88.53 Н×м
347.24 Н×м
2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач--PAGE_BREAK--
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 H1>350 HB, а H2
/>
/>=(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
SF – коэффициент безопасности
KFL – коэффициент долговечности
KFC – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
KFС=1 т.к. нагрузка односторонняя.
/>число циклов (рекомендуется для всех сталей)
/>=0,14*1,77*/>=2.4*/>
/>=0.14
т.к. />, то KFL=1
По таблице 8.9[2] SF =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
yba =0.4– коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].
Ybd=0.5*yba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1– коэффициент ширины шестерни
KHb=1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Ybd (рис.8.15, с.130 [2])
Определяем ширину колеса:
/>мм
Определяем модуль:
/>,
где Ym=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:
b=9o
Определяем суммарное число зубьев:
/>
Находим число зубьев:
/>
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
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 KH=KHVKHb — коэффициент нагрузки
KHb=1.03
KHV – коэффициент динамической нагрузки
/>м/c
Назначаем девятую степень точности. Принимаем KHV=1,06 (табл.8.3, с.131, [2]).
/>
/>-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28, с.149,[2]):
/>,
где KHa=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 YFS – коэффициент формы зуба
ZFb — коэффициент повышения прочности зуба
KF – коэффициент неравномерности нагрузки
Для определения YFS 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
Определяем YFb(8.34, с.150,[1]):
/>,
где по таблице 8.7[2] KFa=1.35
/>
/>
Найдём KF:
/>,
где KFb=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])
KFV=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: продолжение
--PAGE_BREAK--
/>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 T1=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 Tпр=88.53 Нм
/>мм
Принимаем dк=34 мм. Диаметр буртика для упора колеса dбк=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников dп=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
dп=50 мм – диаметр в месте посадки подшипников
dк=55 мм – диаметр в месте посадки колеса
5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора
Определяем длины вала:
/>
c=80 мм
/>,
где lст=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 продолжение
--PAGE_BREAK--
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 dк=55 мм.
/>,
/>мм4
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:
/>мм
Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:
/>
/>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 />: продолжение
--PAGE_BREAK--
/>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, Ks=1,3.
Ks — 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)
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 lр, 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
D0, 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
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.