 |
||||||||||
|
||||||||||
|
||||||||||
|
||||||||||
|
||||||||||
|
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: Кг=0,2;
Коэффициент суточного использования: Кс=0,5.
Особые условия работы привода транспортера:
1) Транспортер работает на открытой площадке (tокр= ±30оС).
2) Выходной вал расположен горизонтально.
График загрузки транспортера:
T – номинальный крутящий момент;
Тп – 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 [sH]
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 SH - коэффициент безопасности (при улучшении SH =1,1);
sНlimb - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов (при НВ £ 350 sНlimb = 2HBш + 70).
- коэффициент
долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки. Если
рассчитанное значение < 1, то принимается равным единице (КHL=1), где NНО – базовое число циклов, NHE – эквивалентное число циклов.
,
где с = 1 – число зацеплений;
n – частота вращения вала;
Ti – текущий крутящий момент,
Tmax – максимальный крутящий момент за цикл,
t=365×L×Kг×24×Kс - суммарное время работы передачи,
где L – срок службы,
Кг - коэффициент годового использования,
Кс - 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
σH lim b(ш) = 2·НВш + 70 = 2·290 + 70 = 650 МПа;
σH lim b(к) = 2·НВк + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа.
Для шестерни:
Nно = 22×106
так как результат получился меньше единицы,
то принимаем 
.
Для колеса:
Nно = 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
σHlimb(ш) = 2·НВш + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа;
σHlimb(к) = 2·НВк + 70 = 2·230 + 70 = 530 МПа.
Для шестерни:
Nно = 17×106
;
МПа
Для колеса первой скорости
Nно = 14106
циклов
;
МПа
Для колеса второй скорости
циклов
;
.
.
4.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба[sF]
; [1. с 173-174]
где 
- предел выносливости при изгибе
(при улучшении 
),
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (при улучшении YR = 1,2),
– коэффициент, учитывающий характер приложения
нагрузки (если передача нереверсивная 
),
– коэффициент долговечности. Если рассчитанное значение < 1, то принимается равным
единице (КFL=1).
NFO – базовое число циклов (для всех сталей NFO = 4×106 ),
NFЕ – эквивалентное число циклов (NFЕ = NНЕ ),
SF – коэффициент безопасности (SF =1,75).
Быстроходная ступень:
Предел выносливости зубьев при изгибе:
sFO(ш) = 1,8·НВш = 1,8·290 = 522 Мпа;
sFO(к) = 1,8·НВк = 1,8·250 = 450 МПа.
Эквивалентное число циклов
Для шестерни:
Определим коэффициент долговечности:
, так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 1;
.МПа
Для колеса:
, так как результат получился меньше
единицы, то принимаем КFL =
1;
.
Тихоходная ступень
Предел выносливости зубьев при изгибе:
sFO(ш) = 1,8·НВш = 1,8·250 = 450 МПа;
sFO(к) = 1,8·НВк = 1,8·230 = 414 МПа.
Для шестерни:
Эквивалентное число циклов
Определим коэффициент долговечности
, так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 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:
yba= 0,25 – ширины венца;
ybd= 0,5×yba (u+1)=0,5×0,25×(6,2+1)=0,9;
KHb =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: bw = yba×a = 0,25*280×=70 мм,
ширина венца шестерни: b1 = bw +5 =75 мм.
ym =20
Модуль принимаем m = bw\ym =70/20=3.5
Суммарное число зубьев: 
.
Число
зубьев шестерни: 
,
колеса: z2 = zå – 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: da1 = d1+2m = 77 + 2×3.5 =84 мм;
колеса: da2 = d2+2m = 483 + 2×3.5 = 490 мм;
Диаметр впадин шестерни: df1 = d1 – 2,5m= 77 – 2,5×3.5= 68.25 мм;
колеса: df2 = 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);
YF - 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
yМ= 15
Модуль 
Суммарное число зубьев: 
.
Число зубьев шестерни: 
,
колеса: z2 = zå – 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: da1 = d1+2m = 136 + 2×2 =140 мм;
колеса: da2 = d2+2m = 424 + 2×2 = 428 мм;
Диаметр впадин шестерни: df1 = d1 – 2,5m = 136 – 2,5×2= 131 мм;
колеса: df2 = 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 dP1 = 200 мм.
Для данного значения dP1 определяем по графику из [1] P0 ≈ 1,7 кВт
Рассчитаем геометрические параметры передачи.
Принимаем из ряда dP2 = 400 мм
По рекомендациям из [1] предварительно принимаем a’ = dP2 = 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(dP2 - dP1)/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 Сα = 0,92
Сl = 0,95
Сi = 1,13
СP = 1,2
Подставив значения коэффициентов С в формулу (5.1) получим
Найдем число ремней по формуле 
, где СZ
= 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 Fv 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 NОЦ =
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;
ss – запас сопротивления усталости только по изгибу;
st – запас сопротивления усталости только по кручению;
где
Kσ, Kt – коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.