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]:

P_p =F_t V=3,1×0,8=2,48 кВт,

где F_t – тяговое усилие на барабане, кН;

V – окружная скорость

Мощность, потребляемая электродвигателем:

P_эп =Р_р /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 h_пк , h_м , h_кп, h_цп – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.

Определяем частоту вращения приводного вала:

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

Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:

n_эж =n_р ×U₀ =67,9*10=679 мин^-1 ,

где U₀ – общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],

U₀ =U_бпо ×U_тпо =2,5×4=10,

где U_бпо , U_тпо – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].

Исходя из вычисленных значений Р_эп и n_эж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения n_эдс =710 мин^-1 и мощностью Р_эд =3,0 кВт.

Определяем передаточное число привода:

U₀ =n_эда /n_p =710/67,9=10,45.

Разбиваем U₀ на передаточные числа:

U_тп =U₀ /U_бп =10,45/2,5=4

где U_бп =2.5 – передаточное число быстроходной передачи;

Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:

n₁ =710 мин^-1 ,

n₂ =n₁ /U_бп =710/2.5=284 мин^-1 ,

n₃ =n₂ /U_тп =284/4=71 мин^-1 ,

Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:

Р₁ =Р_эп ×h_м =2,8×0.995=2.786 кВт;

Р₂ = Р_эп ×h_к.п ×h_пк ×h_м =2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;

Р₃ =Р₂ ×h_к.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;

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

S_F – коэффициент безопасности

K_FL – коэффициент долговечности

K_FC – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

K_FС =1 т.к. нагрузка односторонняя.

число циклов (рекомендуется для всех сталей)

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

=0.14

т.к. , то K_FL =1

По таблице 8.9[2] S_F =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

y_ba =0.4– коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].

Y_bd =0.5*y_ba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1– коэффициент ширины шестерни

K_{H b} =1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Y_bd (рис.8.15, с.130 [2])

Определяем ширину колеса:

мм

Определяем модуль:

,

где Y_m =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=9^o

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 K_H =K_HV K_{H b} - коэффициент нагрузки

K_{H b} =1.03

K_HV – коэффициент динамической нагрузки

м/c

Назначаем девятую степень точности. Принимаем K_HV =1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).

-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]):

,

где K_{H 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 Y_FS – коэффициент формы зуба

Z_{F b} - коэффициент повышения прочности зуба

K_F – коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения Y_FS 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 Y_F =3.75

Определяем Y_{F b} (8.34,с.150,[1]):

,

где по таблице 8.7[2] K_{F a} =1.35

Найдём K_F:

,

где K_{F b} =1.3 (рис.8.15, с.130, [2])

K_FV =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 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 T_пр =88.53 Нм

мм

Принимаем d_к =34 мм. Диаметр буртика для упора колеса d_бк =40 мм. Диаметр участков для установки подшипников d_п =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

d_п =50 мм – диаметр в месте посадки подшипников

d_к =55 мм – диаметр в месте посадки колеса

5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора

Определяем длины вала:

c=80 мм

,

где l_ст =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 d_к =55 мм.

,

мм⁴

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r :

мм

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил F_t и F_M :

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.

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.

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):

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.