Детали машин и основы конструирования. Привод ленточного транспортера

Трехгорный технологический институт

(филиал) ГОУ ВПО

«Московский инженерно-физический институт

(государственный университет)»

 

 

 

 

 

Кафедра ОИД

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Контрольная работа

 

«Детали машин и основы конструирования»

на тему: «Привод ленточного транспортера»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

          Группа: 5ТМ38В

          Выполнил: Куропятника С.П.

Проверил: Колесов Ю.Б.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Трехгорный

2011

 

Содержание

 

1    Кинематический расчет  привода                                                                        3

1.1 Подбор электродвигателя                                                                                    3

1.2 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах              5

1.3 Определения срока службы  привода                                                                  5

2    Расчет зубчатой передачи                                                                                    5

2.1 Выбор материала зубчатых  колес                                                                       6

2.2 Определение контактных напряжений и напряжений изгиба                         6

2.3 Допустимые контактные напряжения                                                                7

2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба                                                7

2.5 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке                             8

3    Расчетные размеры и  параметры                                                                        8

4    Проверочный расчет                                                                                            9

4.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям                                         9

4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба                                                  9

4.3 Проверочный расчет на перегрузку                                                                   10

5    Список литературы                                                                                             11

 

Приложение

Графическая часть на 1 листе формата А3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Кинематический расчет привода

 

1.1 Подбор электродвигателя

 

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту  вращения. Определяем потребляемую мощность привода (мощность на входе) по формуле:

 

,      (1.1)

где - потребляемая мощность привода, КВт;

P- окружная  сила на звездочке транспортера, P=1000 Н;

V- скорость  движения ленты, 1,65 м/c.

По формуле (1.1) вычисляем:

 кВт

Определяем  общий КПД привода:

 

                                                 (1.2)

 

где -коэффициенты полезного действия закрытой передачи (редуктора), открытой передачи, муфты, подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников) и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей машины одна пара подшипников)По формуле (1.2) вычисляем:

 

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

 

,         (1.3)

где - требуемая мощность электродвигателя;

- потребляемая мощность двигателя;

- общий КПД привода.

По формуле (1.3) вычисляем:

 

.

Предварительно определяем частоту  вращения  привода вала:

 

,                                                   (1.4)

где n_рм – частота вращения приводного вала, об/мин;

V- скорость движения ленты, V= 1,65 м/с;

D- диаметр барабана, D=250 мм

 

 

 

 

По требуемой частоте вращения вала электродвигателя  выбираем для  расчета электродвигатель с номинальной  мощностью  .

С данной номинальной мощностью  есть ряд двигателей:

4АМ112МА8У - n_ном = 700 об/мин; 

4АМ100L6У3 - n_ном = 950 об/мин;

4АМ90L4У3 - n_ном = 1425 об/мин;

4АМ80В2У3 - n_ном = 2850 об/мин.

Из этого ряда электродвигателей  выбираем двигатель с устраивающим нас общим передаточным числом.

Определяем для каждого  двигателя общее передаточное число по формуле:

,      (1.5)

где U - общее передаточное число;

n_ном – номинальная частота вращения двигателя;

n_пр – частота вращения приводного вала.

По формуле (1.5) получаем:

;

;

;

.

Из данного ряда передаточных чисел выбираем U = 7,5 об/мин и соответственно двигатель 4АМ100L6У3. Принимаем передаточное число для редуктора U_ред = 3.15 и для открытой передачи U_ОП = 3,55.

 

 

b1	b10	d1	d10	d20	d22	d24	d25	d30	h	h1	h10	h31	L1	L10	L20	L21	L30	L31
8	160	28	12	215	15	250	180	235	100	7	12	263	60	140	4	14	392	63

 

 

 

 

1.2. Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах

 

Определяем номинальную  угловую скорость вала двигателя.

,     (1.6)

где ω_ном - угловая скорость на входном валу, с^-1;

n_ном - номинальная частота вращения двигателя, n_ном = 950 об/мин.

По формуле (1.6) вычисляем:

 

.

Угловая скорость быстроходного вала равняется номинальной частоте вращения двигателя: ω_ном = ω₁ = 99,43 с^-1.

Определяем угловую скорость тихоходного  вала:

,       (1.7)

где ω₂  - угловая скорость на выходном валу, с^-1;

U_ред.  - передаточное число редуктора, U_ред = 3,15

Определяем частоту вращения тихоходного вала:

 

.

Определяем требуемый вращающий  момент на валу электродвигателя:

.      (1.8)

Получаем:

.

Определяем требуемый  вращающий момент быстроходного  вала редуктора:

 

                                               ,             (1.9)

где T₁ - крутящий момент на быстроходном валу, Н∙м;

  η_пк - КПД подшипников качения, η_пк =0,99;

T_тр  - требуемый крутящий момент.

По формуле (1.9) вычисляем:

 

Нм;

 

T₂ = T₁ ∙ U_ред ∙ η_пк ∙ η_зп;

T₂ = 19,11∙3,15∙0.99∙0.96 = 57,2 Н∙м.

 

1.3 Определения срока службы привода

 

Определяем ресурс привода ([1] с.36):

 

L_тр=300 ∙ L_Г ∙ L_с ∙ t_c,        (1.10)

где L_тр - ресурс привода;

L_Г  - заданный срок службы, L_Г= 5 лет;

L_с - число смен, L_с=2;

t_c - продолжительность смены, t_c=7ч

Получаем:

L_тр=300∙5∙2∙7= 21000ч;

Принимаем время простоя агрегата 15% ресурса. Тогда ресурс привода  составит:  L_тр =21000∙0.85=17850 ч.

Рабочий ресурс принимаем L_тр =18000 ч.

 

2 Расчет зубчатой передачи

 

2.1 Выбор материала зубчатых колес

 

Выбираем для шестерни сталь 40Х. По ([2] с.14 табл. 2) назначаем для шестерни термообработку - улучшение: 230…280 HB, σ_B = 850 МПа; σ_Т = 650 МПа; для колеса сталь 45 назначаем для колеса термообработку - нормализация: 150…217 HB; σ_B = 600 МПа; σ_Т = 340 МПа

 

2.2 Определение контактных напряжений и напряжений изгиба

 

Определение допускаемых  контактных  напряжений для  шестерни и колеса([3] с.14 табл.2):

;                                  (2.1)

;    (2.2)

где HB – среднее значение твердости  в пределах допустимого отклонения.

Коэффициент  безопасности ([3] c.14 табл. 2):

Для шестерни =1.1, для колеса =1.1.

Эквивалентное число циклов напряжений для колеса:

;    (2.3)

Где С – число зацепления зубьев за один оборот колеса(равно числу  колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым);

Ti – крутящие моменты, которые учитывают при расчете на выносливость (по циклограмме);

Tmax – максимальный из крутящих моментов, учитываемых при расчете на выносливость;

 ni – частота вращения зубчатого колеса, соответствующая Ti;

 ti – время работы зубчатого колеса, соответствующее Ti.

 

Получаем:

;

При этом перегрузки не учитываем  так как

; (2.4)

Для колеса среднего значения 183.5НВ (для колеса) H_B  = 0.7∙10⁷ циклов.

Сравнивая N_НЕ и N_НО  отметим, что для колеса N_НЕ > N_НО.

Для шестерни 255HB N_НO≈1.6∙10⁷ циклов.

Так как шестерня вращается в  два с половиной раза быстрее, то аналитическим образом получим и для нее:

39∙5∙10⁷>1.6∙10⁷ циклов, то есть  N_НЕ > N_НО.  

Таким образом для обоих зубчатых колес K_HL=1 так как:

      (2.5)

 

2.3 Допустимые контактные напряжения

 

Для шестерни:

.         (2.6)

Получаем:

.

Для колеса:

.             (2.7)

Получаем:

.

Так как  HB₁-HB₂ =255-183.5=71.5 > 70, то

Принимаем .

 

2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

 

По табл.2 [3] выбираем:

для шестерни ;

для колеса .

Эквивалентное число циклов для  колеса

.                     (2.8)

Получаем:

.

Для всех сталей  циклов .

Таким образом, N_FЕ > N_FО. При этом  K_FL=1, так как

.

Передача не реверсивная, по этому K_FC=1.

По табл.2 [3] для стали 45Х S_F=1.75.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

.               (2.9)

Для шестерни: .

Для колеса: .

 

 

2.5 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке

 

;             (2.10)

Для шестерни: ;

Для колеса: ;

Предельные напряжения изгиба для  обоих зубчатых колес из табл. 2 [3]:

;                                     (2.11)

Для шестерни: ;

Для колеса: .

 

3 Расчетные размеры и параметры

 

Определяем предварительное межосевое  расстояние по формуле:

;                                             (3.1)

Принимаем и ([3] c.17 табл. 3).

Проверяем ;

Для стали 45 ([3] с.18 рис2) ( ), .

Ранее было найдено, что  , T₂ = 57,2 Н∙м.

Подставляем значения в формулу (3.1), получаем:

мм;

Межцентровое расстояние принимаем a_w = 66 мм.

Ширина колес: b_w = Ψ_BA·a_w = 0.4∙70 = 48 мм.

Принимаем Ψ_m=25 ([3] c.19 табл.4)  и находим модуль:

;       (3.2)

Назначаем модуль ([3] c.20 табл.5):

Суммарное число зубьев:

Z_S = = 66;         (3.3)

Число зубьев шестерни:

Z₁ = = 19 > Z_min = 17;     (3.4)

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_S - Z₁ = 66 – 19 = 47;      (3.5)

Фактическое передаточное число:

U = = 2.5;       (3.6)

Отклонение от заданного составляет 2%.

Определяем фактическое межосевое  расстояние:

мм;                                       (3.7)

Делительные диаметры:

          d₁ = = 38 мм;                     (3.8)         

 d₂ = = 94 мм;                  (3.9)

Диаметры выступов:

d_а1 = d₁ + 2 · m = 38 + 2 · 2 = 42 мм;                         (3.10)

d_а2 = d₂ + 2 · m = 94 + 2 · 2 = 98 мм.                (3.11)

Диаметры впадин:

d_f1 = d₁ – 2.5 · m = 38 – 2.5 · 2  = 33 мм;                (3.12)

d_f2 = d₂ – 2.5 · m = 94 – 2.5 · 2  = 89 мм.                                           (3.13)

 

 

4 Проверочный расчет

 

4.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям

                             s_н = 1.18 ·  ;                                (4.1)

 

Предварительно определяем окружную скорость:

V = = 3096 мм/с = 3,09 м/с;

Назначаем восьмую степень точности ([3] c.22 табл.6):

         По табл. 7: К_НV = 1.16;

По рис. 2  К_Нb = 1.06;

Тогда К_Н = К_НV·К_Нb = 1.16 · 1.06 = 1.23;

Для передач без смещения:

мм;

;

тогда :

s_н = 1.18 · = 525 МПа > 496 МПа;  (4.2)

Корректировка   требуется.

мм;

 

4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

 

s_F = ;                                 (4.5)

Эквивалентное число зубьев:

При x=0 ([3] c.24 рис.3)  находим:

для шестерни: y_F1 = 4;

для колеса: y_F2 = 3.8. 

= = 65.5;       (4.6)

= = 49.47.       (4.7)

Расчет ведем по наименьшему  значению, то есть по колесу.

К_Fb = 1.08 ([3] c.24 рис 2.)

К_FV = 1.09 ([3] c.24 табл. 7)

Далее

F_t = = 2400 Н ;      (4.8)

s_F = = 92,15 МПа < 188 МПа;    (4.9)

Условия прочности соблюдаются.

 

 

4.3 Проверочный расчет на перегрузку

s_Нмах = s_Н  · [s_Н] _мах;   (4.10)

s_Нмах = 525  · = 682.5 МПа < 952 МПа;

s_Fмах = s_F  · [s_F] _мах;    (4.11)

s_Fмах = 92.15  · 1.3 = 119.8 МПа < 188 МПа.

 

Таким образом, условия прочности  соблюдаются.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Список литературы

 

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991 – с.432

 

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.: высшая школа, 2001 – с.447.

 

3. Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов – 3-е изд., исправл. и перераб. – М.: Машиностроение, 1975 – с.656

 

4. Чернавский С.А., Чернин И.М., Ицкович Г.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов – М.: Машиностроение, 1988 – с.416.