Двухскоростной пластинчатый транспортер (мощность на выходном валу привода - 3,0 кВт)

							120100
		ТМ-22
			Жалыбин Д.А.
					Дата

Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист КП-2068956-40-01-05 Лист КП-2068956-40-01-05 38 Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. КП-2068956-40-01-05 38 Дата Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата Подпись № докум. Лист Изм. Лист Дата

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКИ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к расчетно-графической работе по деталям машин

на тему: Двухскоростной пластинчатый транспортер

Автор проекта                                  Жалыбин Д.А.

Специальность (направление)           120100,Технология        машиностроения

Обозначение проекта                         .

Группа                                                ТМ-22

Руководитель проекта                     Трефилова Н.В.

Проект защищен                                Оценка

Члены комиссии

НОВОСИБИРСК,

2005 г.

Техническое задание № 1

на проектирование двухскоростного пластинчатого транспортера

Студент: Жалыбин Д.А.    группа: ТМ-22       факультет: МТ     вариант: 17.

Исходные данные:

Мощность на выходном валу привода:        Р=3,0 кВт;

Угловая скорость выходного вала привода:          ;

Срок службы транспортера:                                 L=3 лет;

Коэффициент годового использования:               К_г=0,2;

Коэффициент суточного использования:             К_с=0,5.

Особые условия работы привода транспортера:

1) Транспортер работает на открытой площадке (t_окр= ±30^оС).

2) Выходной вал расположен горизонтально.

График загрузки транспортера:

T – номинальный крутящий момент;

Т_п – пусковой момент;

t –  время эксплуатации привода.    

   Привод должен содержать:1)электродвигатель; 2) двухступенчатый зубчатый редуктор; 3) открытую передачу; 4) муфту; 5) раму.

          Дата выдачи задания:  .

          Руководитель проекта

1.  Синтез кинематической схемы

1.1.  Найдем число оборотов выходного вала конвейера

;

 ,

где  – число оборотов выходного вала,  - угловая скорость выходного вала.

1.2.  Найдем КПД привода

,

               где КПД ременной цилиндрической передачи муфты и трех пар подшипников соответственно.

1.3.  Расчет схемы

Рис.1.1. Кинематическая схема

Мощность двигателя определяется по формуле:   

кВт

          Выберем двигатель 4А112МВ6 с номинальными оборотами .

Найдем общее передаточное отношение ;

.

, .

Найдем реальную скорость вращения выходного вала

 ,

.

                      Техническое предложение

Рис. 2.1. Предлагаемая схема

 Достоинства: Высокий КПД, допустимая погрешность во вращении выходного вала, дешевизна в изготовлении, сборке и эксплуатации. Применение упругой муфты компенсирует вибрацию от несоосности валов редуктора и приводного барабана, что продляет срок службы подшипников. Также муфта сглаживает неравномерности движения транспортера, уменьшая нагрузку на валы. Запас мощности двигателя продляет срок его службы, а также обеспечивает беспрепятственный  пуск привода под перегрузками.  Недостатки: Большие габариты Применение цилиндрической прямозубой передачи делает привод шумным.

2.  Кинематический расчет привода

2.1.  Определяем частоты вращения и угловые скорости валов

 об/мин;                                            ;

 об/мин;                          ;

 об/мин;                  ;

 об/мин;                     ;

 об/мин;                             ;

2.2.  Определяем крутящие моменты на валах

1. Для случая с тихоходной ступенью:

;

;

;

;

4. Расчет зубчатых колес редуктора

4.1. Выбор материала для зубчатых колес

Так как в техническом задании нет особых требований к габаритам передачи, но, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес  материал со средними механическими характеристиками.

Быстроходная ступень - сталь 40ХН:

4.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [s_H]

Чтобы расчет был верным, а долговечность и надежность редуктора возросла, расчет допускаемых контактных напряжений ведем по второй ступени, т.к. скорость вращения больше на ней.

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

,

где  S_H - коэффициент безопасности (при улучшении S_H =1,1);

s_Нlimb - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов (при НВ £ 350  s_Нlimb = 2HB_ш + 70).

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки. Если рассчитанное значение < 1, то принимается равным единице (К_HL=1), где N_НО –  базовое число циклов, N_HE – эквивалентное число циклов.

,

где  с = 1 – число зацеплений;

n – частота вращения вала;

T_i – текущий крутящий момент,

T_max – максимальный крутящий момент за цикл,

t=365×L×K_г×24×K_с - суммарное время работы передачи,

где  L – срок службы,

К_г - коэффициент годового использования,

К_с - коэффициент суточного использования.

t=365×3×0,2×24×0,5=2628 часов.

Быстроходная ступень:

Рассчитаем предел усталостной прочности:

Рассчитаем предел усталостной прочности ,

     для шестерни термообработка-улучшение,

     Твердость НВш=290 МПа

σ_{H lim b(ш)} = 2·НВ_ш + 70 = 2·290 + 70 = 650 МПа;

σ_{H lim b(к)} = 2·НВ_к  + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа.

Для шестерни:

N_но = 22×10⁶

так как результат получился меньше единицы, то принимаем .

Для колеса:

N_но = 17×10⁶

 

 циклов

 

 МПа

Тихоходная ступень

Рассчитаем предел усталостной прочности:

  для шестерни термообработка улучшение

   твердость НВ=250 МПа

 для колеса термообработка улучшение

   твердость НВ=230

σ_Hlimb(ш) = 2·НВ_ш + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа;

σ_Hlimb(к) = 2·НВ_к  + 70 = 2·230 + 70 = 530 МПа.

Для шестерни:

N_но = 17×10⁶

 ;

МПа

Для колеса первой скорости

N_но = 1410⁶

циклов

;

МПа

Для колеса второй скорости

циклов

 ;

.

.

4.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба[s_F]

; [1. с 173-174]

где    - предел выносливости при изгибе (при улучшении   ),

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (при улучшении Y_R = 1,2),

  – коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки (если передача нереверсивная  ),

– коэффициент долговечности. Если рассчитанное значение   < 1, то принимается равным единице (К_FL=1).

N_FO – базовое число циклов (для всех сталей N_FO = 4×10⁶ ),

N_FЕ – эквивалентное число циклов (N_FЕ = N_НЕ ),

S_F – коэффициент безопасности (S_F =1,75).

Быстроходная ступень:

Предел выносливости зубьев при изгибе:

s_FO(ш)  = 1,8·НВ_ш = 1,8·290 = 522 Мпа;

s_FO(к)  = 1,8·НВ_к = 1,8·250 = 450 МПа.

Эквивалентное число циклов

Для шестерни:

Определим коэффициент долговечности:

, так как результат получился меньше единицы, то принимаем К_FL = 1;

.МПа

Для колеса:

, так как результат получился меньше единицы, то принимаем К_FL = 1;

.

Тихоходная ступень

Предел выносливости зубьев при изгибе:

s_FO(ш) = 1,8·НВ_ш = 1,8·250 = 450 МПа;

s_FO(к) = 1,8·НВ_к = 1,8·230 = 414 МПа.

Для шестерни:

Эквивалентное число циклов

Определим коэффициент долговечности

, так как результат получился меньше единицы, то принимаем К_FL = 1;

МПа

Для колеса первая скорсть

циклов

;

.МПа

Для колеса вторая скорость

циклов

Определим коэффициент долговечности

 МПа

              4.4. Расчет геометрических параметров

Расчет ведем по наибольшему моменту, т.е. по 2-ой ступени.

Рис.4.1.  Кинематическая схема цилиндрической передачи

Тихохлдная  ступень.

Межосевое расстояние а  найдем по формуле:

                          [1. с 135]

Принимаем значения коэффициентов:

 y_ba= 0,25 – ширины венца;

 y_bd= 0,5×y_ba (u+1)=0,5×0,25×(6,2+1)=0,9;

K_Hb =1,04 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

 мм

Принимаем  а=280  из первого ряда мм по ГОСТ 2185 – 66.

Тогда ширина венца колеса: b_w = y_ba×a = 0,25*280×=70 мм,

ширина венца шестерни: b₁ = b_w +5 =75 мм.

y_m =20

Модуль принимаем m = b_w\y_m =70/20=3.5

Суммарное число зубьев: .

Число зубьев шестерни: ,

                         колеса: z₂ = z_å  –  z₁ = 160 – 22 =138.

Уточняем передаточное отношение: и = z₂ / z₁ = 138 /22 =6.27.

Рассчитаем основные геометрические параметры:

Диаметр шестерни:                   d₁=z₁×m=22×3.5=77 мм;

Диаметр колеса:                        d₂=z₂×m=138×3.5=483 мм;

Диаметр выступов шестерни:  d_a1 = d₁+2m = 77 + 2×3.5 =84 мм;

                                   колеса:   d_a2 = d₂+2m = 483 + 2×3.5 = 490 мм;

Диаметр впадин шестерни:      d_f1 = d₁ – 2,5m= 77 – 2,5×3.5= 68.25 мм;

                                    колеса:   d_f2 = d₂ – 2,5m= 483 – 2,5×3.5= 474.25  мм.

Проверка зубьев колес на контактную выносливость:

 МПа

МПа

- условие выполняется.

Проверка зубьев колеса на изгиб:

;  

-для шестерни      [1; 8.20]

-для колеса

окружное усилие:  Н

(Т₁ – вращающий момент на валу шестерни);

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба.

Расчет ведем по тому из колес пары (передачи), у которого меньше 

В нашем случае:

МПа

МПа

Расчет проводим по шестерне.

;

.

; 169,34< 308,57 .

Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимые.

 - условие выполняется.

Тихоходная ступень 2-я.

Межосевое расстояние а найдем по формуле:

   ,[1; с 135]

Находим bw

 мм

Принимаем:    мм

По таблице 8,5 принимаем

 y_М= 15

Модуль

Суммарное число зубьев: .

Число зубьев шестерни: ,

   колеса: z₂ = z_å  –  z₁ = 280 – 68 = 212.

Уточняем передаточное отношение: и = z₂ / z₁ = 212 /68 = 3,11.

Рассчитаем основные геометрические параметры:

Диаметр шестерни:                   d₁=z₁×m=68×2=136 мм;

Диаметр колеса:                        d₂=z₂×m=212×2=424 мм;

Диаметр выступов шестерни:  d_a1 = d₁+2m = 136 + 2×2 =140 мм;

                                       колеса:   d_a2 = d₂+2m = 424 + 2×2 = 428 мм;

Диаметр впадин шестерни:      d_f1 = d₁ – 2,5m = 136 – 2,5×2= 131 мм;

                                    колеса:   d_f2 = d₂ – 2,5m= 424 – 2,5×2= 419 мм

рассчитываем косозубую пару

принимаем

мм

Принимаем а=125 мм

 мм

мм

По таблице 8.5 принимаем

Определим β

-в допускаемых пределах

Посчитаем эквивалентные параметры косозубой передачи

 мм

мм

Проверка на изгиб

Проверку выполняем по колесу

  м/с

9-я степень точности

 по таблице 8.7

 Н

 - удовлетворяет условию

Проверка зубьев колес на контактную выносливость:

Определим окружную скорость

 м/с

9-я степень точности

По таблице 8.3  

По графику [1, рис 8.14]  

По таблице 8.7          

-в рекомендуемых пределах

 МПа

 что удовлетворяет условию

                       5. Проектный расчет валов

   Для валов выберем нормализованную сталь 40, предел прочности = 600 МПа.

Расчетный диаметр выходного конца вала:

             Н/м

где Т – момент на валу; – допускаемое напряжение;

Быстроходный вал

  мм

, принимаем ;

диаметр под подшипник ;

диаметр вала в месте посадки шестерни ;

диаметр остальной части вала .

Рис. 5.1. Быстроходный вал

Промежуточный вал

,

 принимаем ;

диаметр вала в месте посадки колеса быстроходной передачи ;

диаметр вала в месте посадки блока шестерен  тихоходной передачи ;

диаметры буртика .

Рис. 5.2. Промежуточный вал

Тихоходный вал

,

, принимаем ;

диаметр под подшипник ;

диаметр вала в месте посадки колеса ;

диаметр буртика .

6. Расчет открытой передачи (клиноременной)

По рекомендациям из [1] выбираем сечение ремня Б.

Принимаем d_P1 = 200 мм.

Для данного значения d_P1 определяем по графику из [1] P₀ ≈ 1,7 кВт

Рассчитаем геометрические параметры передачи.

Принимаем из ряда  d_P2 = 400 мм

По рекомендациям из [1] предварительно принимаем a’ = d_P2 = 400 мм

Найдем длину ремня по формуле: ,   имеем

По ряду принимаем

Уточняем межосевое расстояние по формуле:

Подставив известные данные получим:

Определим угол обхвата ремнем малого шкива α

α = 180 – 57(d_P2 - d_P1)/a = 180 – 57(400-200)/427 = 153,3˚, в допускаемых пределах.

Определим мощность передаваемую одними ремнем

Мощность передаваемая ремнем определится по формуле:,                      (6.1)

где С_α  = 0,92

С_l   = 0,95

С_i   = 1,13

С_P  = 1,2

Подставив значения коэффициентов С в формулу (5.1) получим

Найдем число ремней по формуле , где С_Z = 0,95. Имеем

.    Таким образом число ремней Z = 2. Условие рекомендации (Z<6) выполняется.

Находим предварительное натяжение одного ремня

Оно определяется по формуле: ,                                                           (6.2)

где        - окружная скорость;

 - сила натяжения ремня;

Подставив значения v и F_v в формулу (5.2) получим

Определим силу, действующую на вал

Сила, действующая на вал в статическом состоянии передачи определяется по формуле:

                                                                                                                        (6.3)

где         - половина угла между ветвями ремня

Подставив значение β/2 в формулу (5.3) будем иметь

Расчитаем ресурс наработки ремней

Ресурс наработки определяется по формуле: , где N_ОЦ = 4,7*10⁶

Таким образом ресурс наработки ремней будет равен:

часов > 175,2 часов.

Следовательно ремни прослужат до окончания срока службы привода транспортера. 

7. Расчет валов на полную статическую прочность

7.1 Быстроходный вал      

Определяем силы в зацеплении:

Н

 Н

Определяем реакции в опорах:

XOY:  ; 

 

XOZ: ; , где

                                Н – сила, создаваемая натяжением ремней

          

Строим эпюры моментов (рис 7.1):

:  Обход с правой стороны

                         

       

                

        Обход с левой стороны                   

       

          

         

          

:   Обход с правой стороны

  

 

Обход с левой стороны

T:        Обход с правой стороны

Опасное сечение – шестерня (см. рис. 7.1)

Определяем момент эквивалентный

Определяем диаметр вала

,  где                                                                                         (7.1)

 

Подставив найденное значение  в (7.1), получим

Принимаем диаметр вала под шестерней 30 мм.

Эпюры моментов, действующих на быстроходный вал

2 Промежуточный вал

Определяем силы в зацеплении:

 Н

Н

 Н

 H

Определяем реакции в опорах:

XOY:  ; 

  H

XOZ: ;

 

  H

 ;  

Строим эпюры моментов (рис 7.2):

: 

 

                            

 

                                               

                                  

 

                       

                             

Определяем момент эквивалентный

Определяем диаметр вала

Принимаем: диаметр вала под шестерней 35 мм.

                      Диаметр под подшипник 30 мм.

Эпюры моментов, действующих на промежуточный вал

3 Тихоходный вал

Определяем силы в зацеплении:

 Н

 Н -- сила, действующая на вал со стороны муфты

Определяем реакции в опорах:

XOY:  ; 

 Н

           ; 

 Н

 

XOZ: ;  

 Н

          ;  

 Н

Строим эпюры моментов (рис 7.3):

  Н

 Н

  

                                        

 

        

                                        

                            

                                  

     

                                                         

 

                                              

             

Определяем момент эквивалентный

  Н м

Определяем диаметр вала

Принимаем диаметр вала под Подшипник  мм     мм

Эпюры моментов, действующих на тихоходный вал

8 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

Расчет проводится в сечении максимальных концентраторов напряжения

Сечение 1-1

     

где      s  –  запас сопротивления усталости;

s_s –  запас сопротивления усталости только по изгибу;

s_t –  запас сопротивления усталости только по кручению;

                             

где

K_σ, K_t – коэффициенты концентрации нормальных и касательных  напряжений