Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
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 Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]: Pp
=Ft
V=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=h1
h2
4
h3
2
h4
=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 U0
на 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; 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, Определяем допускаемые контактные напряжения Для колёс обеих ступеней по табл. 8.9 (с. 168, [2]): для шестерни обеих ступеней Коэффициент безопасности Число циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65,[2]), при с=1: Здесь n-частота вращения выходного вала, По графику (рис.8.40[2]), для 245HB По таблице (8.10[2]), Сравнивая Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле (8.55[2]), Для колёс обеих ступеней Для шестерней Допускаемое контактное напряжение для обеих ступеней у которых H1>350 HB, а H2<350 HB, по формуле (8.56[2]), но не более чем 1.25 Допускаемые напряжения изгиба По таблице 8.9[2] для колёс обеих ступеней для шестерней Определяем где SF
– коэффициент безопасности KFL
– коэффициент долговечности KFC
– коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. KFС
=1 т.к. нагрузка односторонняя. т.к. По таблице 8.9[2] SF
=1.75. Допускаемые напряжения изгиба: для шестерни для колеса 3. Расчет тихоходной зубчатой передачи Межосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2]) 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 KH
b
=1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Ybd
(рис.8.15, с.130 [2]) Определяем ширину колеса: Определяем модуль: где Ym
=30 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2]) По таблице 8.1 назначаем Выбираем число зубьев в рекомендуемых пределах: b=9o
Определяем суммарное число зубьев: Находим число зубьев: Уточняем значения делительных диаметров: Определяем диаметры вершин: Определяем ширину шестерни: 3.2 Проверочный расчёт тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]): где KH
=KHV
KH
b
- коэффициент нагрузки KH
b
=1.03 KHV
– коэффициент динамической нагрузки Назначаем девятую степень точности. Принимаем KHV
=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]). где KH
a
=1.03 – в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2]) По формуле (8.25[2]): Определяем недогрузку: 3.3 Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба где YFS
– коэффициент формы зуба ZF
b
- коэффициент повышения прочности зуба KF
– коэффициент неравномерности нагрузки Для определения YFS
определим По графику (рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от Так как 65.8<95.5, то принимаем YF
=3.75 Определяем YF
b
(8.34,с.150,[1]): где по таблице 8.7[2] KF
a
=1.35 Найдём KF:
где KF
b
=1.3 (рис.8.15, с.130, [2]) KFV
=1.04 (табл.8.3, с.131, [2]) Находим окружное усилие: Определяем напряжение: Условие прочности выполняется. 3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачи Ранее были определены Определяем диаметры вершин: Диаметр впадин зубьев: Внешний делительный диаметр большего конического колеса определяем по формуле (9.40[3]): Примем число зубьев шестерни Число зубьев колеса: Внешний окружной модуль: По таблице 9.1[3] принимаем Уточняем значения По таблице 9.4[3] принимаем Конусное расстояние: Ширина зубчатого венца: По таблице 9.5[3] принимаем b=21 мм Внешний делительный диаметр шестерни: Углы при вершине начальных конусов: ctg Средний делительный диаметр шестерни: Средний окружной модуль: 4.1 Расчет геометрических параметров быстроходной передачи Ранее были определены Диаметры вершин зубьев: Диаметр впадин зубьев: Произведём расчёт быстроходного вала: Определим выходной конец вала: где T1
=34.47Нм Согласуем вычисленное значение с величиной диаметра вала электродвигателя: Принимаем: d=25 мм, диаметр вала под подшипники Рассчитаем промежуточный вал: Диаметр ступени для установки на неё колеса: где Tпр
=88.53 Нм 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: Определяем диаметр выходного конца вала: 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 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: Определяем силы в зацеплении: Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А): Для определения реакции в опоре A составим сумму сил на вертикальную ось: Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Рассмотрим горизонтальную плоскость. Запишем сумму моментов относительно опоры А: Запишем сумму сил на вертикальную ось: 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. Крутящий момент: T=347.2МПа Напряжение изгиба: Напряжение кручения: Определяем эквивалентное напряжение: Условия прочности выполняются. Определим пределы выносливости: Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с.299, [2]): где По графику 15.5, с. 301, [2], кривая 2 находим По графику 15.6, с. 301, [2], кривая 1 находим По таблице 15.1, с. 300, [2] получаем Принимаем 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. Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr
: Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft
и FM
: Определяем суммарный прогиб: Определяем допускаемый прогиб (с.302, [1]): Вал отвечает необходимым условиям жёсткости. Необходимо подобрать подшипники для вала тихоходного редуктора используя следующие данные: диаметр в месте посадки подшипника d=50 мм, L=10416 ч. Определяем реакции опор: 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 Условие не раздвижения коле соблюдается Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 16.29 из [2]: где по рекомендации имеем V=1; по таблице 16.5[2] при Ks- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, Kт - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении. Так как 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. Условие соблюдается: паспортное значение статической грузоподъемности больше расчетного. 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. Расчет шпонок по допускаемым напряжениям на смятие: а) б) в) г) Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93. Проверим муфту по напряжениям смятия (17.34[2]): где z=6 – число пальцев Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем зубчатую жестко-компенсирующую муфту (ГОСТ 5006-55): Условие прочности: Муфты отвечают условиям прочности. 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 Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61. 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, При расчёте тихоходного вала было установлено, что все условия прочности и жёсткости выполняются: запас сопротивления усталости 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. 3. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б. С. Расчеты деталей машин. ” Высшая школа”, Мн., 1986. 4. Шейнблинт A.E. Курсовое проектирование деталей машин. - ”Высшая школа”, М., 1991.
|