Основы проектирования машин Привод транспортера. КР №1 Детали машин для сайта. Привод транспортера

• Название: Привод транспортера
• Анкор: Основы проектирования машин Привод транспортера
• Дата: 27.01.2023
• Размер: 247.81 Kb.
• Имя файла: КР №1 Детали машин для сайта.docx
• Тип: Документы; #907685

Федеральное агентство по образованию РФ

ФГФОУ ВПО Уральский федеральный университет

имени первого Президента России Б.Н.Ельцина
Кафедра «МирМ»

Проект по модулю

Основы проектирования машин:

ПРИВОД ТРАНСПОРТЕРА

Руководитель: Реков А. М.

доцент, к.т.н.
Студент группы


Екатеринбург 2020

ЗАДАНИЕ № 1(2020)

На практические занятия по курсу "Механика" для студентов

Группы НМТЗ 193140д уТ
Привод ленточного транспортера


1) двигатель; 2) клиноременная передача; 3) редуктор горизонтальный цилиндрический прямозубый; 4)муфта зубчатая; 5) барабан конвейера.

На схеме приведен график изменения нагрузки на конвейер. Скорость ленты – постоянная.
Рис1.
Таблица 1

Исходные данные

N п/п	Параметр	Величина
1	Мощность на ведомом валу Р, кВт	8,5
2	Частота вращения ведомого вала n2, мин-1	130
3	Тип ременной передачи	клиноременная
4	Режим работы	тяжелый
5	Срок службы, лет	5
6	Коэффициент использования в течение года	0,80
7	Коэффициент использования втечении суток	0,45
8	Продолжительность включения, %	40

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1. Выбор электродвигателя.

1.1.1 Требуемая мощность электродвигателя



где - общий КПД привода

= ²=

= 0,98 - КПД зубчатой передачи, = 0,96 - КПД ременной передачи,

= 0,99 - КПД одной пары подшипников качения, согласно [табл. П2]

Тогда

= кВт.

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона

n_c= (5…10) n₂= (5…10) *130=650…1300

По требуемой мощности из работы [ табл. П1 ] приложения выбираем электродвигатель 4А160S6 с ближайшей большей стандартной мощностью = 11 кВт, синхронной частотой вращения n_c = 1000 мин^-1 и скольжением S=2,7 %
1.1.2 Частота вращения вала двигателя

мин^-1
1.1.3 Общее передаточное число привода


1.1.4 Передаточное число зубчатой передачи

Принимаем для зубчатой передачи стандартное значение передаточного числа 3,15



Полученное значение округляют до ближайшего стандартного из

[табл. 7.1].

Принимаем 2,5.

1.2 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

973 мин^-0

мин^-1

мин^-1

1.3 Мощности, передаваемые валами:

P₁=P_тр= 9,2 кВт

P₂=P₁ = 9,2*0,96*0,99 = 8,7 кВт

P₃=P₂ = 8,7*0,98*0,99 = 8,4 кВт
1.4. Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле

Н м

Н м

Н м

Уточненный расчет зубчатой передачи с моментом 202,7 Нм
2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u> 4 шестерня изготавливается за одно целое с валом.

. Для прямозубой передачи =24. Тогда мм.

=1,2*(1+2,5) * = 18,18 мм.

Диаметр заготовки для колеса равен

мм.

Выбираем материал для колеса и шестерни - сталь 40 ХН, термообработка - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни – 235…262 НВ,

= 315 мм, > , твердость поверхности зуба колеса – 269…302 HB, S_m1>S_m. [табл. 1.1].

Определяем средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

НВ₁ = 0,5(НB_1min+ НВ_1max) = 0,5(235+262) = 248,5;

НВ₂ = 0,5(НB_2min+ НВ_2max) = 0,5(269+302) =285,5.
2.1. Определение допускаемых напряжений

2.1.1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжениия определяем по зависимости



где индекс j=1 соответствует шестерне, а индекс j=2 –колесу.

Пределы контактной выносливости определим по формулам:

=2НВ₁+70=2*248,5+70 = 567 МПа,

=2HВ₂+70=2*285,5+70 = 641 МПа .

Коэффициенты безопасности одинаковы для шестерни и колеса 1,1 (в соответствии с материалом и термообработкой). [табл. 2.1]

Коэффициенты долговечности



Базовые числа циклов при действии контактных напряжений ; . [табл. 1.1]
Эквивалентные числа циклов напряжений

= ,

где = 0.5 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы.

Суммарное число циклов нагружения

=60n_jct_h,

где с =1, t_h - суммарное время работы передачи, t_h = 365 L 24 k_гk_c ПВ. Здесь ПВ=0,00ПВ%=0,01*40 =0,40.

В результате расчетов получим

t_h =365*5*24*0,8*0,45*0,4 = 6307 ч,

=60*973*6307=3,68*10⁸, =60*409,86*6307=1,55*10⁸ об.

=0,5 *3,68*10⁸=184*10⁶; = 0,5*1,55*10⁶=77,5*10⁶ циклов.

Значение коэффициента долговечности K_HL определяется по формуле



. Принимаем =0,99.

. Принимаем =0,82.

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

; ,

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

= 477,8 МПа.

2.1.2 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба вычисляем по формуле


Пределы изгибной выносливости зубьев

= 1,75*НВ₁=1.75*248.5= 434,9 МПа,

= 1,75*HB₂=1.75*285.5= 499,6 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: S_F1=1,7; S_F2=1,7 (в соответствии с материалом и термообработкой).

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода К_FC1=1, К_FC2=1

Коэффициенты долговечности

0,

где q_j - показатель степени кривой усталости, q₁=6, q₂=6 [табл. 3.1];

N_F0 = 4*10⁶ - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе N_FEj= ,

где = 0,3, =0,3 - коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы.

=110,4*10⁶; =46,5*10⁶

Поскольку > N_F0, примем К_FL1 = 1. Вычислим К_FL2 = = 0,66.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

= 255,8 МПа; = 194 МПа

2.2. Проектный расчет передачи

2.2.1 Межосевое расстояние



где =450 для прямозубых передач [1].

Коэффициент ширины зубчатого венца принимаем = 0,4. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки К_н= 1,2. Тогда

= 149 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения = 160 мм.

2.2.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m= (0,01…0,02) * = (0,01…0,02) *160 = 1,6…3,2 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m = 2,5 мм.

Суммарное число зубьев передачи .

Число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число u_ф = = .

При 2,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5 %.

%

Учитывая, что Z₀>17, принимаем коэффициенты смещения x₁=0, х₂ =0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле

b_w2= =0,5*160= 80 мм.

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров b_w2= 80 мм. Ширину зубчатого венца шестерни b_w1 принимают на 2...5 мм больше, чем b_w2. Примем b_w1=85 мм.

Диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности d_j=mZ_j

d₁=mZ₁=2,5*36=90 мм, d₂=mZ₂ = 2,5*92 = 230 мм,

окружности всршин зубьев d_aj= d_j +2m(1+x_j),

d_a1= 90 +2*2,5*1= 95 мм, d_a2= 230 +2*2,5*1= 235 мм,

окружности впадин зубьев d_fj= d_j -2m(1,25-x_j),

d_f1=90 – 2*2,5*1,25 = 83,75 мм, d_f2=230 - 2*2,5*1,25 = 223,75 мм.
2.2.3. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Величину окружной скорости передачи рассчитываем по зависимости

=4,6 м/с.

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст=8 [ табл.8.1 ]
3. Проверочный расчет передачи
3.1 Проверка контактной прочности зубьев.

,
=9600 для прямозубых передач

Коэффициент контактной нагрузки

К_н =К_на*К_нв*К_нv
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

,

где А=0,06 для прямозубых передач

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При для определения используют выражение

= 0,002* + 0,036(V-9) =0,002*285,5+0,036(4,6-9) =0,413

Тогда
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения вычислим коэффициент ширины венца по диаметру



По значению определим методом линейной интерполяции

(см. табл.9.1) =1,03. Тогда



Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции по (табл. 10.1) Кнv=1,15

Окончательно найдем К_н и :
К_н = 1,07*1,012*1,15=1,25
= 432 МПа

Поскольку < (432>477.8) выполним расчет недогруза по контактным напряжениям

=9,6 % <15 %

3.2 Проверка изгибной прочности зубьев.
Напряжение изгиба в зубе шестерни


Коэффициент формы зуба при х_j=0 равен






Коэффициент нагрузки при изгибе

К_F =К_Fa*К_Fв *К_Fv
К_Fa =1 для прямозубых передач

К_Fв =0,18+0,82* = 0,18+0,82*1,03=1,025

К_Fv = 1+1,5(К_нv-1) при НВ₂ <350

К_Fv = 1+1,5(1,15-1) =1,225
К_F =1*1,025 *1,225=1,256

Тогда
МПа < (293,88 МПа)

Напряжение изгиба в зубьях колеса

=127,9 МПа < (168,84 МПа)
3.3 Силы в зацеплении
Окружная сила
= 4504 Н

Распорная сила
4504*0,364=1639,6 Н

4. Расчет клиноременной передачи

1. Определение крутящего момента на ведущем шкиве и выбор ремня:

Н*м

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3):

тип сечения – поперечное сечение клинового ремня;

площадь поперечного сечения A= 138 мм²;

ширина нейтрального слоя b_p= 14 мм;

масса погонного метра ремня q_m=0,18 кг/м.
2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле:

d₁=40 = 40 =176

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77: d₁= 180 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂=u d₁=2*(1-0,015) *180=354,6

После округления получим: d₂= 355 мм.

3. Фактическое передаточное число

u_ф= = = 2

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d₁+d₂) = 0,8(180+355) =428 мм

5. Длина ремня

L=2 +0.5 (d₁+d₂)+ =

=2*428+0,5*3,14(180+355) + =1714,3 мм
Округлим до ближайшего числа из ряда на: L= 1600 мм.

После выбора Lуточняем межосевое расстояние

= 0.25(L-W+ )=0,25(1600-840+ = 369,6 мм

где W = 0.5 (d₁+d₂) =0,5*3,14(180+355) = 840 мм

Y = 2 (d₂- d₁)²=2*(355-180)² = 61250 мм

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= -57. = -57. =

7. Скорость ремня V= = =9,17 м/с

8. Окружное усилие равно F_t= = =948,9 Н

9. Частота пробегов ремня = = =5,731 с^-1

10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

C_u=1.14- =1,14- =1,13

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= - -0.001V²= - -0.001*9,17²=2,8 МПа

12. Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C C_p=2,8*0,93*0,8=2,08 МПа

где C - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 1-0.44 ln =1-0.44 ln =0,93

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н-0.1(n_c-1) =1-0,1(3-1) =0,8

n_c- число смен работы передачи в течении суток; n_c =3

C_н- коэффициент нагружения при постоянной нагрузке, C_н=1

13. Расчетное число ремней

Z= = =3,58

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3 [1]), предварительно приняли С_z=0,95.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=4

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75 + q_mV²=0,75 + 0,18*9,17 ²= 254,3 Н

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin =2*254,3* 4sin = 1977,3 Н

Библиографический список
1. Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учебное пособие/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ–УПИ, 2007.