Смекни!
smekni.com

Проект привода к ленточному конвейеру (стр. 1 из 3)

Содержание

Лист

Введение 5
1. Кинематическая схема привода 6
2. Выбор электродвигателя по каталогу 7
3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений 3.1 Допускаемые контактные напряжения

3.2 Допускаемые напряжения при изгибе

8 8 9
4. Расчет зубчатой передачи 10
4.1 Определение межосевого расстояния 4.2 Определение геометрических параметров 4.3 Определение геометрических размеров зацепления

4.4 Силы, действующие в зацеплении

4.5 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

10 10 11 11 11
5. Проектный расчет валов 13
6. Выбор подшипников 14
7. Расчет ременной передачи 15
8. Проверочный расчет валов 17
8.1 Быстроходный (ведущий) вал 8.2 Расчет ведущего вала на выносливость 8.3 Тихоходный (ведомый) вал 17 18 21
9. Проверочный расчет подшипников 9.1 Быстроходный (ведущий) вал 9.2 Тихоходный (ведомый) вал 23 23 23
10. Выбор системы смазки Приложение 1 Приложение 2 25 27 29

Введение

Курсовое проектирование имеет очень большое значение в развитии навыков самостоятельной творческой работы студентов, тат как прививает им навыки научно-исследовательской работы, рационализации, изобретательства, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, а также навыки расчетов и составления расчетно-пояснительных записок к проектам.

Курсовой проект по Прикладной механике является важной самостоятельной инженерной работой студента, охватывающей вопросы расчета на прочность, жесткость, износостойкость, долговечность и другие виды работоспособности деталей машин и базирующейся на всех видах уже изученных студентами дисциплинах, подготавливает студентов к выполнению курсовых проектов по специальным дисциплинам, а также к выполнению дипломного проекта.


1. Кинематическая схема привода


Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Мощность на ведомом валу редуктора Р3 = 4,5 кВт и угловая скорость вращения этого вала ω = 2,8π.


2.Выбор электродвигателя по каталогу

Требуемая мощность электродвигателя [1,с.89]

(2.1)

где η – общий КПД редуктора [1,с.89].

(2.2)

где η1 = 0,97 – К.П.Д. ременной передачи;

η2 = 0,99 – К.П.Д. пары подшипников;

η3 = 0,96 – К.П.Д. редуктора;

Ртр =4,5/0,913=4,93 кВт.

Из табл. [1,с.93] выбираем электродвигатель (по требуемой мощности) типа А02-52-8 имеющий мощность Р1=5,5 кВт при частоте вращения n=730 об/мин и угловой скорости ω=76 рад/с .Угловая скорость ведущего вала привода

(2.3)

Число оборотов ведущего вала привода

(2.4)

Общее передаточное число [1,с.90]

В соответствии с ГОСТ 2185-86, U=8,69 [1,c.97]. При этом передаточное число ременной передачи U1=2,4, редуктора U2=3,62 [1,с.97]

Частота вращения ведущего вала редуктора

(2.5)

Угловая скорость каждого из валов

(2.6)

Мощность каждого из валов

(2.7)

Вращающие моменты, Н/м

(2.8)

3.Выбор материалов. Определение

допускаемых напряжений

Так как мощность привода небольшая в качестве материалов шестерен и колес целесообразно назначить материалы с твердостью НВ<350. При этом каждая зубчатая передача будет прирабатываться, а стоимость редуктора будет невысокой.

Шестерни: Сталь 40Х, термообработка – улучшение; твердость 270 НВ; временное сопротивление σв=950МПа; предел текучести σТ=700МПА [2,c.56].

Для лучшей приработки зубьев рекомендуется назначать для материалов колеса твердость на (20…50)НВ ниже, чем для шестерен [1,с.55].

Колеса: Сталь 40Х; улучшение; 250НВ; σв=850МПа; σТ=550МПА [2,c.96].

3.1Допускаемые контактные напряжения

Для расчета на контактную прочность [3,с.143], МПа

[σ]Н=(σН0/SН)KHL, (3.1)

где σН0 предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;

SН – коэффициент безопасности;

KHL – коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.

Для нормализованных и улучшенных материалов

σН0=2НВ+70МПа; (3.2)

σН0=2·250+70=570МПа.

SН=1,1[3,с.147].

Число циклов нагрузки зубьев шестерни в течение срока службы

NH1=60Lhn1 (3.3)

Lh=8ч/сут · 300дней в году · 5 лет=12000ч срок службы

NH1=60·970 об/мин·12000 ч = 7·108

NH1=60·242,5 об/мин·12000 ч = 1,75·108

В расчете на контактную прочность NHG=10. При НВ<350 и NH1> NHG, назначаем KHL=1,0 [3,с.148].

[σ] определяем по материалу колес, как менее прочному [3,с.145]

[σН]=(570/1,1)·1,0=518 МПа.

Назначаем [σ] =[σН]=518 МПа.

3.2Допускаемые напряжения при изгибе

Для расчета на изгиб [3,с.145], МПа

[σF]=( σF0/SF)KFCKFL, (3.4)

где σF0 – предел выносливости материала при нулевом цикле напряжений при изгибе;

SF – коэффициент безопасности;

KFC – коэффициент, учитывающий характер напряжений, считая передачи реверсивными (симметричный цикл напряжений), получаем KFC=1 [3,с.151];

KFL – коэффициент долговечности;

При НВ<350 и NF1>NFG, принимаем KFL=1,0 [3,с.151].

Для нормализованных и улучшенных материалов SF=1,75;

Для колеса, МПа

σF0=1,8НВ=18·250=450; (3.5)

[σF]=(450/1,75)·1,0·1,0=257 МПа.

Для шестерни, МПа

σF0=1,8·270=486 МПа;

[σF]=(486/1,75)·1,0·1,0=277 МПа.

4.Расчет зубчатой передачи

4.1Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной прочности [1,c.187]

(4.1)

где K – коэффициент расчетной нагрузки;

Ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию;

T 2 – вращающий момент на колесе.

(4.2)

где T1 – вращающий момент на шестерне;

η3 –К.П.Д. редуктора.

В проектном расчете предварительно принимаем K =1,04, Ψa=0,43 [1,с.187].

Назначаем аw=160 мм

4.2Определение геометрических параметров

Модуль зацепления [2,с.38], мм