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
=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;
| 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
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<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
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
KH
b
=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:
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
=KHV
KH
b
- коэффициент нагрузки
KH
b
=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 KH
a
=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
ZF
b
- 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<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:
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 диам
=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
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 :
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)<=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 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<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.
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.
5. Анурьев B.И. Справочник конструктора- машиностроителя. - ”Машиностроение”, М., 1978.