МІНІСТЕРСТВО  ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ 

ДОНЕЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ 

Кафедра опору матеріалів 

ПОЯСНЮВАЛЬНА  ЗАПИСКА

до розрахунково-графічної  роботи з

основ конструювання 

ВИЗНАЧЕННЯ  КІНЕМАТИЧНИХ І СИЛОВИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ  СТРІЧКОВОГО КОНВЕЄРА.

 ПРОЕКТУВАННЯ  ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА 
 
 
 
 

Виконав студент _____________  ______   “__” _______ 2008 р.

                                 (Прізвище І. Б.)      (Підпис)      (Дата)            

                   групи     ___________________ 
 

Викладач  _______________  ______   “__” _______ 2008 р.

                              (Прізвище І. Б.)      (Підпис)     (Дата)              
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Донецьк 2010

ЗМІСТ 

                                                       ВСТУП

 Відповідно  до завдання 1 ДМ проводиться розрахунок основних кінематичних і силових параметрів приводу стрічкового конвеєра. Кінематична схема привода наведена на рис. 1.

 Привод призначений  для надання обертального руху ведучому барабану 5 стрічкового конвеєра з заданим тяговим зусиллям F і швидкістю v стрічки 6. Рух передається до барабана від електродвигуна 1 через клинопасову передачу 2, одноступінчастий циліндричний редуктор 3 і муфту 4. У процесі виконання контрольної роботи необхідно: розрахувати кінематичні і силові параметри привода, спроектувати зубчасту передачу редуктора і виконати робоче креслення колеса передачі.

Рисунок 1 – Кінематична  схема привода стрічкового конвеєра:

  1 – електродвигун; 2 – клинопасова передача;

  3 – редуктор; 4 – муфта; 5 – барабан; 6 – стрічка 

      Вихідні характеристики привода

                    1 ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ

    СТРІЧКОВОГО КОНВЕЄРА

      1.1 Попередній розрахунок основних  параметрів приводу стрічкового конвеєра

      Необхідна потужність на виході (на валу барабана)

      P_вих = F v  = 7,5 ∙ 1,72 = 12,9 кВт

      Кутова  швидкість барабана

      ККД привода

      η_пр =  η_пас  η_зп  =  0,95 ∙ 0,97 = 0,92 ,

де η_пас = 0,95 – ККД пасової передачі

η_зп = 0,97 – ККД прямозубої передачі.

      Попереднє значення передаточного числа привода

u_пр´= u_пас´  u_зп´  = 3 · 3 = 9,

де u_пас´  = 3 – передаточне число пасової передачі

u_зп´  = 3 - передаточне число прямозубої передачі.

      Необхідне значення потужності на валу електродвигуна

      Необхідна кутова швидкість електродвигуна

Необхідна частота  обертання електродвигуна 

   1.2 Вибір  електродвигуна

   По  необхідній потужності і частоті  обертання підбирається електродвигун 4A180M843

Технічні характеристики електродвигуна приведені в табл. 1.

   Таблиця 1. Технічні характеристики електродвигуна

Перевірка електродвигуна на можливість запуску при максимальному навантаженні.

   Умова запуску не виконується. Тому приймається електродвигун 4A180M8У3.

   Таблиця 2. Технічні характеристики електродвигуна

Перевірка електродвигуна на можливість запуску при максимальному навантаженні.

   Ескіз електродвигуна приведений на рис.2. Геометричні  параметри електродвигуна приведені в табл. 3

Рисунок 2 – Ескіз електродвигуна 

      Таблиця 3 -  Габаритні, настановні і приєднувальні розміри електродвигуна 4A200M8У3

  1.3 Остаточний  розрахунок основних параметрів  привода стрічкового конвеєра

      Кутова  швидкість ротора електродвигуна  

      Дійсне значення передаточного числа привода 

      Приймається остаточне значення передаточного  числа зубчастої передачі u_зп = 3.

      Остаточне значення передаточного числа пасової  передачі

      Кутова  швидкість шестірні

      Обертаючий  момент на валу шестірні

      Кутова  швидкість колеса

      Обертаючий  момент на валу колеса

      Результати  розрахунку зведені в табл. 3.

      Таблиця 4. Кінематичні і силові параметри привода

2 Проектування коліс  циліндричнОЇ зубчастОЇ  передачІ редуктора

  2.1 Вибір матеріалу  і призначення твердості та  виду термічної обробки зубів  коліс

      Відповідно  до нежорстких вимог до габаритів привода для редукторів загального призначення приймається матеріал для зубчастих коліс сталь 45 з термічною обробкою – об'ємне загартування з твердістю поверхонь зубів шестерні  і колеса 180 HB 

  2.2 Визначення граничних  і допустимих напружень для  розрахунку зубів коліс на міцність

      Граничні  напруження згинальної витривалості при  об'ємному загартуванні приймаються

s_0F = 2 HB +70 = 180 × 2 + 70 = 430 МПа

      Граничні  напруження контактної витривалості

s_0H = 1,8 HB = 1,8 × 180 = 324 МПа. 

   Допустимі напруження при розрахунку зубів  на згинальну витривалість

де  = 1 - коефіцієнт, що враховує характер роботи зубів для нереверсивних передач .

= 2,25 - допустиме значення коефіцієнта  безпеки при розрахунку зубів  на згинальну витривалість.

        Допустимі напруження при розрахунку зубів на  контактну витривалість

де = 1,25 - допустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на контактну витривалість.

      2.3 Проектний розрахунок  зубчастих коліс

   Міжосьова відстань з умови забезпечення контактної витривалості

де A_H =530 - коефіцієнт, що приймається для прямозубої передачі

y_ba =0,25 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця.

   Назначається  число зубів шестерні Z_ш1 = 20 і кут нахилу зубів β =0° .

   Число зубів колеса Z_к = Z_ш u_зп = 20×3 = 60. 

   Модуль  зачеплення

   Приймається стандартне значення m = 11 мм 

   Початковий  діаметр:

шестерні

колеса

   Діаметр кола вершин зубів:

шестерні

колеса

   Діаметр кола западин між зубами:

шестерні 

колеса

   Міжосьова відстань

   Ширина  колеса  b_к = y_ba a = 0,25 × 440 = 110 мм.

Ширина шестерні b_ш = b_к + m = 110 + 11 = 121 мм.

Приймається найближче  стандартне значення b_ш = 125 мм

      Торцевий  коефіцієнт перекриття

      Осьовий коефіцієнт перекриття  Сумарний коефіцієнт перекриття

e_g =e_a + e_b = 1,6 + 0 = 1,6 .

      Колова  швидкість передачі

v = 0,5 d_ш w_ш =0,5 × 220 ×10^-3 × 24,58 =  2,7 м/с.

      Ступінь точності передачі

   Ст1 = entier (10 – v₁ / l) = entier (10 – 2,7 / 4) = 9,3

де l = 4 - коефіцієнт, що приймається для прямозубої передачі

2.4 Перевірочний розрахунок зубів коліс зубчастої передачі на згинaльну і контактну витривалість

      За  графіком визначається коефіцієнт k_b , що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця через пружні перекоси валів.

  Для симетричного розташування передачі  щодо опор при відносній ширині шестерні y_d  =b_ш /d_ш = 125/220 = 0,57  і при твердості зубів HВ < 350  k_b = 1,08.

За графіком визначається коефіцієнт k_v, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.

Для прямозубої передачі при коловій швидкості v = 2,7 м/с і 9-го ступеня точності k_v = 1,27  .

      Розрахункове  значення колової сили

   Еквівалентне  число зубів шестерні

   За  графіком визначається коефіцієнт

= 4,01 , що враховує вплив форми зуба шестерні на його міцність.

Визначається  коефіцієнт Y_β, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:

Y_β = 1

   Визначається  коефіцієнт K_Fα, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі при ступіні точності  K_Fα = 1

   Розрахункові  напруження згину в зуб’ях шестерні

   Недовантаження  складає

      Таке  недовантаження по згинальним напруженням  зубів допустиме .Тому попередні розрахунки  залишаються без змін.

      Розрахункові  контактні напруження

 де Z_M = 195 МПа^⅛  - коефіцієнт, що залежить від механічних характеристик матеріалів коліс;

- коефіцієнт, що  враховує форму сполучених поверхонь  зубів зубчастих коліс;

- коефіцієнт, що  враховує сумарну довжину контактних  ліній;

K_Hα - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі K_Hα = 1

      Недовантаження  по контактним напруженням складає

що допускається

3. Проектування зубчастого  колеса редуктора

   Діаметр вала колеса

де [τ]_к = 20 МПа – допустиме дотичне напруження для тихохідних валів редукторів при жорстких вимогах до габаритів привода  

Конструктивні розміри колеса

  Зовнішній діаметр маточини

d_мат = 1,5 d_вк + 10 мм = 1,5 × 75 + 10 = 122,5 мм.

Приймається d_мат = 125 мм.

  Довжина маточини

l_мат = (1…1,5) d_вк = (1…1,5) × 75 = 75…112,5 мм.

Приймається l_мат = 115 мм.

  Товщина обода

δ_о = 2,5 m + 2 мм = 2,5 × 11 +2 = 29,5 мм.

  Внутрішній  діаметр обода

D_к = d_fк – 2 δ_о = 632,5 –2 × 29,5 = 573,5 мм.

Приймається D_к = 574 мм.

  Товщина диску 

c = (0,35…0,4) b_к = (0,35…0,4) × 110 = 38,5…44 мм.

Приймається c =  40 мм.

  Діаметр отворів

d_о = 0,25(D_к - d_мат) = 0,25 (574 - 125) = 112,3 мм.

Приймається d_о = 113 мм, кількість отворів - 4.

  Діаметр кола розміщення отворів

D_о = 0,5 (D_к + d_мат) = 0,5 (574 + 125) = 349,5 мм.

  Радіуси заокруглень R = 6 мм.

Проектування  шпонкового з’єднання

  Для шпонкового з’єднання колеса з валом з діаметром d_вк = 75 мм  приймається шпонка  з розмірами поперечного перерізу: ширина

 b = 20 мм, висота  h = 12 мм

  Розрахункова довжина шпонки

l_{ш кол} = l_{в кол} - b/3 = 110 – 20 / 3 = 103,3 мм,

де  l_{в кол} = l_мат = 110 мм – довжина ділянки вала під колесом.

 Приймається  стандартна довжина l_{ш  кол} = 100 мм.

Перевірка  шпонкового з’єднання  на міцність

   Розрахункове  напруження на зминання

де  - приведена колова сила;

[s]_зм = 130…140 МПа – допустиме напруження зминання.

   Умова міцності шпонкового з’єднання виконується. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Список  використаної літератури

1. Шейнблит  А.Е. Курсовое проектирование деталей  машин. М.: Высш. шк., 1991, 432 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский,

       К.Н. Боков идр. М., 1988.

3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учеб. пособие для техн. вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп.- Харьков: Основа, 1991. – 276 с.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов – 5-е изд., перераб. и доп.– М: Высш. шк., 1998 – 447 с.
5. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.