Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
|
|
|
Кафедра «Деталей машин» |
|
К У Р С О В о й П Р О Е К Т |
||
|
по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования» |
||
|
на тему «Привод ленточного конвейера» |
||
|
Группа |
7113 |
|
|
Студент |
_______________ |
И.В. Денисов |
|
Руководитель работы, |
_______________ |
Н.В. Гулиа |
|
ДОПУСКАЕТСЯ К ЗАЩИТЕ |
||
|
Руководитель работы, |
_____________ |
Н.В. Гулиа |
|
Оценка работы Дата |
_____________ |
«___» ___________ |
|
МОСКВА 2011 |
Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 2 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:
Частота вращения барабана конвейера:
nбар = =60·1,6/(3,14·0,25)=122,293мин -1
Мощность на приводном валу конвейера:
Рпотр = =9900·1,6/1000=15,84кВт
Мощность на валу электродвигателя:
Рэл.двиг. потр = =15,84/0,88=18кВт
где ηобщ = ηцепн ∙ η4подш ∙ ηзац ∙ η2муфты =0,95·0,98·0,994·0,996=0,88
Значения ηцепн, ηподш, ηзац, ηмуфты выбраны из таблицы 2.
Рис. 2. Привод ленточного конвейера с прямозубым редуктором:
1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная; 3 – редуктор
горизонтальный; 4 – муфта комбинированная; 5 – барабан приводной
Выбираем по каталогу электродвигатели, удовлетворяющие по мощности (табл. П1), т.е. с мощностью Р=18,5кВт.
Передаточные числа привода и редуктора.
Uпривода ==1450/122,293=11,86; Uпривода = Uред ∙ Uцепн=2,97·4=11,86
В соответствии с рекомендациями таблицы 1 для одноступенчатого редуктора выбираем значение Uредуктора =4
Частоты вращения валов:
п0 = пэл.двиг =1455мин -1
п1 = 1455 мин -1
п2 = =1455/4=363,75 мин -1
Мощности на валах:
Р1 = Рпотр э.д. · ηмуфты · η2подш =18·0,992·0,99=17,47кВт
Р2=Р1·ηзац·η2подш·ηмуфты =18·0,992·0,99·0,98=17,12кВт
Вращающие моменты на валах:
Т1 = 9550=9550·17,47/1455=114,67Нм
Т2 = 9550=9550·17,12/363,75=449,47Нм
Полученные результаты заносим в таблицу:
|
№ вала |
n, мин-1 |
Р, кВт |
Т, Н·м |
|
1 |
1455 |
17,47 |
114,67 |
|
2 |
363,75 |
17,12 |
449,47 |
Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания) (2.10):
tНЕ = t + t′ =6+0,756(12-6)
Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.12):
ТНЕ = tНЕ ∙ д∙ L =7,0679
где д = 260 – число рабочих дней в году;
L = 5 лет – срок работы передачи.
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни (2.13):
NНЕ 2 = 60 ∙ п2 ∙ ТНЕ циклов=200,53·106
NНЕ 1 = NНЕ 2 ∙ Uред циклов=802,12·106
Выбор материала шестерни.
Подбираем по таблице 5 сталь 35ХМ с [σн]=670 МПа ,
НВ =300 . Термообработка: закалка+отпуск.
Выбор материала колеса:
Подбираем по таблице 5 сталь 30ХГСА с [σн]=710 МПа ,
НВ =320 . Термообработка: закалка+отпуск.
Межосевое расстояние для прямозубой передачи (2.21):
aw = 450 (U + 1)=138,79 мм.
При твердости зубьев НВ < 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем = 0,4 (стр. 25), тогда будет равен (2.24):
= 0,5 · (U + 1)=0,5·0,4·5=1
По таблице 7 находим значение КНβ = 1,06.
Предполагая, что окружная скорость передачи V2 < 5 м/c и принимая 8-ю степень точности изготовления передачи (в соответствии с рекомендациями таблицы 3), находим значение
КНV =1,24 (таблица 8) (таблица 9).
КН = КНβ · КНV =1,314
Найденное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения (2.25): aw ст =140мм.
Ширина зубчатых колес:
b2 = ∙ aw ст=0,4·140=56мм
b1 = b2 + 5 мм =56+5=61мм
Модуль передачи (2.28):
0,01 ∙ aw ст < т < 0,02 ∙ aw ст
Принимаем т ст =2мм
Суммарное число зубьев прямозубой передачи (2.31):
Z∑ = =2·140/2=140
Число зубьев шестерни (2.32):
Z1 = =140/5=28
Число зубьев колеса (2.33):
Z2 = Z∑ – Z1 =140-28=112
Уточнение передаточного числа (2.44):
U′ = =112/28=4
Отклонение от принятого ранее передаточного числа (2.45):
∆U = =0%
что находится в пределах допустимого [∆U] = .
Геометрические размеры колес.
Делительный диаметр шестерни:
d1 = тст · Z1 =2·28=56мм
Делительный диаметр колеса:
d2 = тст · Z2 =2·112=224мм
Межосевое расстояние:
аw ст = =0,5(56+224)=140мм
Диаметр вершин зубьев шестерни:
da1 = d1 + 2mст =56+2·2=60мм
Диаметр вершин зубьев колеса:
da2 = d2 + 2mст =224+2·2=228мм
Диаметр впадин зубьев шестерни:
df1 = d1 – 2,5mст =56-2,5·2=51мм
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2 = d2 – 2,5mст =224-2,5·2=219мм
Проверочный расчет на контактную прочность (2.46):
σН = МПа
σН1 =669,24≤710Мпа; σН2 =345,715≤670МПа
Отклонение от [σ]Н:
∆σ1 = =5,74%
∆σ2 = =4,84%
при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.
Условие прочности выполняется.
Проверка зубьев на изгиб.
Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на изгиб (2.48):
tFЕ = t + t ′=6+0,756(12-6)
Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.49):
ТFЕ = tFЕ ∙ д ∙ L =7,0679
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса (2.50):
NFЕ2 = 60 ∙ п2 ∙ТFЕ =200,53·106
Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.
NFE 2 > NFG 2 и
Допускаемые напряжения изгиба [σ]F.
Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни (2.52):
σF lim 1 = 1,8НВ1 =576МПа
Предел изгибной выносливости для зубьев колеса (2.52):
σF lim 2 = 1,8НВ2 =540МПа
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни (2.51):
[σ]F1 = =443,08МПа
Допускаемые напряжения изгиба для колеса (2.51):
[σ]F2 = =415,38МПа
где коэффициент безопасности SF =1,3, а коэффициент режима работы для нереверсивной передачи YА =1.
Окружное усилие на колесе:
Ft2 = =4013,125Н
Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным напряжениям YFS для прямозубых передач определяют в зависимости от Z из таблицы 10:
YFS1 =3,8;
YFS2 =3,6.
Напряжения изгиба зубьев для прямозубых передач.
σF = ≤ [σ]F МПа.
Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб (2.56):
KF = KFβ · KFV =1,1·1,15=1,265
Значение KFβ выбираем из таблицы 11 в зависимости от коэффициента ширины шестерни относительно диаметра :
=0,4 (см. п. 13);
KFβ =1,1
Значение KFV выбираем из таблицы 12 для передач с НВ < 350 в зависимости от степени точности и окружной скорости:
V = =1,6м/с
При 8-й степени точности KFV = 1,1.
Значение KFα выбираем из таблицы 13:
KFα =1,08
Тогда KF =1,265
Напряжение изгиба для зубьев колеса:
σF1 =158,124МПа
σF2 =163,177МПа
Поскольку σF < [σ]F , то условие прочности выполняется.
Расчет на кратковременные перегрузки.
Максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке (2.61):
[σ]Н mах1 = 2,8 ∙ σт1 =2212МПа;
[σ]Н mах2 = 2,8 ∙ σт2 =2800МПа
где σт1 = 790МПа, σт1 = 1000МПа
Максимальное контактное напряжение, возникающее во время пуска (2.60):
σН mах1 = σН2 ∙ =791,86МПа
σН mах2 = σН2 ∙ =409,056МПа
Поскольку σН max < [σ]Н mах, то условие прочности выполняется.
Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой перегрузке (2.63):
[σ]F mах 1 = 0,8 ∙ σт1 =632МПа
[σ]F mах 2 = 0,8 ∙ σт2 =800МПа
Максимальное напряжение изгиба, возникающее во время пуска (2.62):
σF mах 1 = σF1 ∙ = 221,37МПа
σF mах 2 = σF2 ∙ =228,45МПа
Поскольку σF max < [σ]F mах, то условие прочности выполняется.
Расчет тихоходного вала
Выбираем d=50мм, d2=55мм
d3=d2+5=60мм
d4=d3+5=65мм
Длина выходного конца вала l1=85мм
Длина под подшипник и манжетное уплотнение l2=75мм
Длина вала под ступицу колеса l3=58мм
l4=13мм
l5=27мм
Нагрузка на концевом участке тихоходного вала от муфты:
FM=50=1060,035H
a=51,5мм; b=51,5мм; с=96мм
Ft2 = 4013,125Н
Fr2 = 1460,66Н
Fa2 = 0
В вертикальной плоскости:
∑МА(FK)=- Ft2+ RBC(a+b)=0
RBC=Ft2·a/(a+b)=2006,56H
RBA=Ft2-RBC=2006,57H
В горизонтальной плоскости:
∑МА(FK)=- Fr2а+ RГC(a+b)=0
RГC=Fr2·a/(a+b)=730,33H
RГA=Fr2-RГC=730,33H
R∑А==2135,35Н
R∑С==2135,35Н
∑МА(FK)=FМ(a+b+c)- RFмC(a+b)=0
RFмC=FМ·(a+b+c)/(a+b)=2048,03H
RFмA=-FM+RFмC=987,995H
MизгВ=+МFмВ=160,85Нм
MизгС=101,76Нм
R∑А=3123,345Н
R∑С=4183,38Н
Расчет на статическую прочность тихоходного вала.
ST= ST ST /(ST2+ ST2)0,5 ≥ 1,5…2
ST= T/max
ST= T/max
B max=MB изг max/WB изг + Fa max/A
MB изг max=Kпик=225,19 Нм
WB изг=0,1·d23=0,0000216 м3
Fa=0
B max=10,43 МПа
С max=8,58 МПа
MС изг max=142,46 Нм
WС изг=0,0000166 м3
Bmax=Tmax·103/Wкр
Tmax=KпикТ2=629,258 Нм
WB кр=0,2·d3=0,0000432 м3
WС кр=0,0000333 м3
Bmax=14,57 МПа
Сmax=18,9 МПа
SВT=33,08
SВT=13,38
SСT=40,21
SСT=10,32
Выберем для вала сталь 40Х:
T=345 МПа; -1=345 МПа; В=590 МПа;
T=195 МПа; -1=170 МПа
SВT=12,4 ≥ [ST]
SВT=9,996 ≥ [ST]
Условия прочности выполняются.
Расчет вала на усталостную выносливость для сечения В.
S= -1/(аK/(Kd·KF) + ψ·m)
ψ=0,15; ψ=0,08
K=1,55; K=1,7; KF=0,95; Kd=0,7
a=Mизг/Wизг=10,43 МПа
S=14,19 МПа
а=Т/(2·Wкр)=7,258 МПа
S= -1/(аK/(Kd·KF) + ψ·m)=8,884
S= S S /(S2+ S2)0,5=7,53 > [S]
Расчет быстроходного вала
Выбираем d=50 мм, d2=55 мм
d3=d2+5=60 мм
d4=d3+5=65 мм
Длина выходного конца вала l1=85 мм
Длина под подшипник и манжетное уплотнение l2=74 мм
Длина вала под ступицу колеса l3=61 мм
l4=53 мм
Нагрузка на концевом участке быстроходного вала от муфты:
FM=50=535,42 H
a=80 мм; b=67,5 мм; с=67,5 мм
Ft1 = 4013,125 Н
Fr1 = 1460,66 Н
Fa1 = 0
В вертикальной плоскости:
∑МА(FK)=Ft1- RBC(b+с)=0
RBC=Ft2·с/(b+с)=2006,56H
RBA=Ft1-RBC=2006,57H
В горизонтальной плоскости:
∑МА(FK)=Fr2с- RГC(b+с)=0
RГC=Fr1·с/(b+с)=730,33H
RГA=Fr1-RГC=730,33H
R∑А==2135,35Н
R∑С==2135,35Н
∑МА(FK)=FМ(a+b+c)- RFмC(b+с)=0
RFмC=FМ·(a+b+c)/(b+с)=852,71 H
RFмA=-FM+RFмC=317,29 H
MизгВ=+МFмВ=165,55 Нм
MизгС=42,83 Нм
R∑А=2452,64 Н
R∑С=2988,06 Н
Расчет на статическую прочность быстроходного вала.
ST= ST ST /(ST2+ ST2)0,5 ≥ 1,5…2
ST= T/max
ST= T/max
B max=MB изг max/WB изг
MB изг max=Kпик=231,77 Нм
WB изг=0,1·d23=0,0000216 м3
Fa=0
B max=10,73 МПа
С max=3,61 МПа
MС изг max=59,96 Нм
WС изг=0,0000166 м3
Bmax=Tmax·103/Wкр
Tmax=KпикТ1=160,54 Нм
WB кр=0,2·d3=0,0000432 м3
WС кр=0,0000333 м3
Bmax=3,72 МПа
Сmax=4,82 МПа
SВT=32,09
SВT=52,42
SСT=95,57
SСT=40,46
Выберем для вала сталь 40Х:
T=345 МПа; -1=345 МПа; В=590 МПа;
T=195 МПа; -1=170 МПа
SВT=27,37 ≥ [ST]
SВT=37,26 ≥ [ST]
Условия прочности выполняются.
Расчет быстроходного вала на усталостную выносливость для сечения В.
S= -1/(аK/(Kd·KF) + ψ·m)
ψ=0,15; ψ=0,08
K=1,55; K=1,7; KF=0,95; Kd=0,7
a=Mизг/Wизг=10,73 МПа
S=13,79 МПа
а=Т/(2·Wкр)=1,86 МПа
S= -1/(аK/(Kd·KF) + ψ·m)=34,67
S= S S /(S2+ S2)0,5=12,81 > [S]
Подбор подшипников качения.
Со=41,5 кН; С=71,6 кН; В=29 мм; d=55 мм; D=120 мм.
Осевая нагрузка отсутствует.
Расчет долговечности подшипников тихоходного вала.
Ln=a1·a2(C/Pr)p106/(60n)
Pr2=(XVFr2+YFa2)KK=5856,73 H
n2=363,75 мин-1
L2n=66974,46 ч
Расчет долговечности подшипников быстроходного вала.
Pr1=4183,28 H
n1=1455 мин-1
L1n=45947,72 ч
Есть возможность выбрать подшипники 211 из легкой серии.
Со=25,5 кН; С=43,6 кН; В=21 мм; d=55 мм; D=100 мм.
Пересчитаем долговечность подшипников тихоходного вала:
L2n=15122,71 ч
Пересчитаем долговечность подшипников быстроходного вала:
L1n=10374,17 ч
Данные подшипники с высокой точностью соответствуют требованиям долговечности.
Список литературы
PAGE \* MERGEFORMAT16