Министерство общего и профессионально технического образования РФ.

КузГТУ.

Кафедра:

Курсовой проект по дисциплине Детали машин.

Задание №23

Вариант №04

выполнил: ст-т гр.ТМ941

Гусев Е.В.

Проверил:

Котурга В.П.

КЕМЕРОВО 1997.

Содержание

стр.

Содержание 2

Задание 3

1. Кинематический расчет и выбор эл. двигателя 4

2. Выбор материалов и расчет допускаемых напря-жений 8

3. Расчет передач 13

4. Ориентировочный расчет валов 21

5. Подбор подшипников 24

6. Конструирование зубчатых колес, подшипниковых крышек, стакана. 26

7. Конструирование корпусных деталей 33

8. Расчет валов на прочность 40

9. Выбор муфты 48

10. Расчет клиноременной передачи 49

11. Проверочный расчет подшипников 51

12. Проектирование натяжного устройства 55

13. Проектирование рамы 57

14. Расчет соеденений 59

15. Выбор смазки и смазочных устройств 62

Литература 64

Задание.

Вариант №23.04

Спроектировать привод ленточного конвейера.

1. Эл. двигатель.

2. Клиноременная передача.

3. Редуктор.

4. Муфта соединительная.

5. Барабан.

6. Натяжное утройство.

Срок службы

L=5 лет

К_сут=0,29

К_год=0,8

F_t,H=2500

V,м/c=1,0

D,мм=275

степень риска,%=8

F_t- Окружное усилие на барабане

V- Скорость ленты конвейера

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя.

1.1. Выбор электродвигателя.

1.1.1. Определение мощности на приводном валу.

Pu=V·Ft (1.1)

где Ft- тяговое усилие на рабочем органе.

V- скорость тягового органа м/с.

Pu=1,0·2500=2500 Вт

1.1.2. Определение требуемой мощности электродвигателя.

Pэл=Pu/n₀ (1.2)

1.1.2.1. Определение общего К.П.Д. привода.

n₀- Общий К.П.Д. привода.

n₀= n_рп· n_пк· n_кп· n_пк· n_цп· n_пк· n_м· n_пк (1.3)

n₀= n_м· n_рп·n⁴_пк· n_цп· n_пк

где-n_рп=0,95- К.П.Д. ременной передачи

n_пк=0,99- К.П.Д. подшипника качения

n_м=0,98- К.П.Д. соединительной муфты

n_цп=0,97- К.П.Д. цилиндрической передачи

n_кп=0,96- К.П.Д. конической передачи

n₀=0,98·0,95·0,99⁴·0,97·0,96=0,83

Pэл=2500/0,83=3012 Вт

1.1.3. Определение требуемой частоты электродвигателя

n_эл= n_u·U₀ (1.4)

где- U₀- общее передаточное число привода

n_u -частота вращения приводного вала

1.1.3.1. Определение частоты вращения приводного вала.

n_u=(60·1000·V)/(Pi·D) [об/мин] (1.5)

n_u=(60·1000·1,0)/(3,14·275)=69,48 об/мин

1.1.3.2.Определение общего передаточного отношения привода.

U₀= U_ц· U_к· U_р (1.6)

где- U_ц- передаточное отношение цилиндрической передачи

U_к- передаточное отношение конической передачи

U_р- передаточное отношение ременной передачи

U_ц=3; U_к=3; U_р=3; [2,с.6]

U₀=3·3·3=27

n_эл=69,48·27=1875,96 об/мин

Выбираем электродвигатель 100S4

Pэл=3000 Вт [2,с.377]

n_эл=1435 об/мин

Исполнение IM1081

1.2. Кинематический расчет привода.

1.2.1. Уточнение передаточного отношения.

U'₀=n_эл/ n_u (1.7)

U'₀=1435/69,48=20,65

1.2.2. Разбивка передаточного отношения по ступеням.

Примем: U_р=2,9

U''₀=20,65/2,9=7­­­­­­­­­­­­­­

U_т=1,1· (1.8) [2,с.7]

U_т=1,1· =2,8

U_ц= U_т

U_б= U''₀/ U_т=7/2,8=2,5

U_к= U_б (1.9)

1.2.3. Определение мощностей на валах привода.

1.2.3.1. Определение мощности на ведущем валу.

P₁= P_эл· n_рп· n_пк (1.10)

P₁=3012·0,95·0,99=2833 Вт

1.2.3.2. Определение мощности на промежуточном валу.

P₂= P₁· n_кп· n_пк (1.11)

P₂=2833·0,96·0,99=2693 Вт

1.2.3.3. Определение мощности на приводном валу.

P₃= P₂· n_цп· n_пк (1.12)

P₃=2693·0,97·0,99=2586 Вт

1.2.3.4. Определение мощности на ведомом валу.

P₄= P₃· n_м· n_пк (1.13)

P₄=2586·0,98·0,99=2509 Вт

1.2.4. Определение частот на валах привода.

1.2.4.1. Определение частоты вращения на ведущем валу.

n₁= n_эл/ U_р (1.14)

n₁=1435/2,9=494,83 об/мин

1.2.4.2. Определение частоты вращения на промежуточном валу.

n₂= n₁/ U_к (1.15)

n₂=494,83/2,5=197,92 об/мин

1.2.4.3. Определение частоты вращения на выходном валу.

n₃= n₂/ U_ц (1.16)

n₃=197,92/2,8=70,69 об/мин

1.2.4.4. Определение частоты вращения на ведомом валу.

n₄= n₃ (1.17)

n₄=70,69 об/мин

1.2.5. Определение крутящих моментов на валах привода.

1.2.5.1. Определение крутящего момента на ведущем валу.

T₁=P₁/W₁=(30·P₁)/(Pi·n₁) (1.18)

T₁=(30·2833)/(3,14·494,83)=54.7

1.2.5.2. Определение крутящего момента на промежуточном валу.

T₂= (30·P₂)/(Pi·n₂) (1.19)

T₂=(30·2693)/(3,14·197,92)=130

1.2.5.3. Определение крутящего момента на выходном валу.

T₃= (30·P₃)/(Pi·n₃) (1.20)

T₃=(30·2586)/(3,14·70,69)=349,5

1.2.5.4. Определение крутящего момента на ведомом валу.

T₄= (30·P₄)/(Pi·n₄) (1.21)

T₄=(30·2509)/(3,14·70,69)=339,11

2. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений.

2.1. Выбор материалов.

Стараясь получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора выбираем для изготовления колес и шестерен недорогую легированную сталь 40Х. Назначаем для колес термообработку улучшение 230...260 HB

s_b=850 МПа [3,с.162]

s_т=550 МПа

где- HB- твердость

s_b-предел прочности

s_т- предел текучести

Для шестерни второй ступени улучшение260...280 HB

s_b=950 МПа [3,с.162]

s_т=700 МПа

Зубьям шестерни первой ступени азотирование поверхности 50...59 HRC при твердости сердцевины 26...30 HRC

s_b=1000 МПа [3,с.162]

s_т=800 МПа

(где HRC- твердость в единицах твердости Роквела при HB>350 (HRC»10HB))

При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

2.2. Расчет допускаемых напряжений.

2.2.1. Допускаемые контактные напряжения для колес обоих ступеней.

s_н0=2HB+70 (2.1)[3,c.168]

где- s_н0- предел выносливости при нулевом цикле

s_н0=2·240+70=550 МПа

Для шестерни первой ступени

s_н0=1050 МПа [3,с.168]

Коэффициент безопасности для первой ступени S_H=1,2 для второй ступени S_H=1,1.

Число циклов напряжения для колеса второй ступени определяется.

N_S=60·cnt_S (2.2)[3,c.173]

где с- число зацеплении зуба за один оборот колеса с- равно числу колес находящимся в зацеплении с рассчитываемым.

n- частота вращения того из колес по материалу которого определяем допускаемые напряжения.

t_S- суммарный срок службы в ч называемый ресурсом передачи.

2.2.1.1. Расчет суммарного срока службы.

t_S=L·365·K_год·24·К_сут (2.3)[3,с.173]

где L- срок службы, годы

K_год-коэффициент использования в году

К_сут- коэффициент использования в сутки

L=5 лет; K_год=0,29; К_сут=0,8

t_S=5·365·0,8·24·0,29=10162(ч)

n=69,48 об/мин

с=1

N_S=60·1·69,48·10162­»42363345,6»4,2·10⁷

По графикам, для 245HB (среднее)

N_н0»1,5·10­­­­⁷, для 50...59HRC (»550HB)

N_н0»10⁸ [3,с.173]

Для колеса второй ступени

N_НЕ» К_НЕ· N_S (2.4)[3,с.173]

где N_НЕ- циклическая долговечность или эквивалентное число циклов до разрушения при расчетном напряжении.

К_НЕ- коэффициент

К_НЕ=0,25 [3,с.173]

N_НЕ=0,25·4,31·10⁷»1,1·10⁷

сравнивая N_НЕ и N_Н0, отмечаем что для колеса второй ступени N_НЕ<N_Н0. Так как все другие колеса вращаются быстрее то аналогичным расчетом получим и для них N_НЕ<N_Н0.

2.2.1.2. Расчет коэффициента долговечности.

К_HL= ³ 1 £2,4 (2,5)[3,с.176]

где N_H0- точка перелома кривой усталости

К_HL= =1,05

т.к. К_HL³1 следовательно для вех колес передачи К_HL=1,05

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса как более слабому.

[s_н]=(s_н0/S_H)· К_HL (2.6)[3,с.167]

[s_н]- максимальное напряжение цикла

[s_н]=550/1,1·1,05=525 МПа

Для колеса первой ступени так же [s_н]=525 МПа

а для шестерни [s_н]=1050/1,2=875 МПа

Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле.

[s_н]=([s_н]₁+[s_н]₂)/2£1,15 [s_н]_min (2,7)[3,c.169]

где [s_н]_min- минимальный предел напряжений из двух

[s_н]=(875+525)/2»700 МПа ³1,15 [s_н]₂

принимаем [s_н]=1,15·[s_н]₂=1,15·525=604 МПа

2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба. Для колес обеих ступеней.

s_F0=1,8·HB (2.8)[3,c.168]

s_F0=1,8·240=432 МПа

Для шестерни первой ступени

s_F0=12+HRC_средн+300 (2.9)[3,с.168]

s_F0=12·28+300=636 МПа

Для шестерни второй ступени

s_F0=1,8·270=486 МПа

определяем допускаемое напряжение изгиба при расчете на усталость.

[s_F]=(s_F0/S_H)·К_FC· К_FL (2.10)[3,c.173]

где S_F- коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

К_FL- коэффициент долговечности

К_FC- 1 для нереверсивной передачи [3,с.174]

2.2.2.1. Расчет коэффициента долговечности К_FL

К_FL= ³ 1 £2 (2.11)[3,c.174]

где N_F0=4·10⁶

N_FE- эквивалентное число циклов

N_FE= К_FE· N₂ (2.12)[3,с.174]

где К_FE- коэффициент

N_FE=4,31·10⁷·0,14=6·10⁶

К_FL= »0,93

т.к. К_FL³1 следовательно К_FL=1. Аналогично и для всех других колес и шестерен получим К_FL=1

Для обоих колес:

[s_F]=(432/1,75)·1=246 МПа

Для шестерни второй ступени:

[s_F]=636/1,75=363 МПа

2.2.3. Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.

Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней.

[s_н]_max=2,8·s_T (2.13)

[s_н]_max=2,8·550=1540 МПа

для шестерни второй ступени

[s_н]_max=2,8·700=1960 МПа

для шестерни первой ступени

[s_н]_max=30·HRC (2.14)

[s_н]_max=30·55=1650 МПа

Предельные напряжения изгиба для обеих колес:

[s_н]_max=2,74·HB (2.15)

[s_н]_max=2,74·250=685 МПа

Для шестерни второй ступени:

[s_F]_max=2,74·270=740 МПа

Для шестерни первой ступени:

[s_F]_max»1000 МПа [3,с.168]