Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ (ФГБОУ ВПО "МГИУ")

Кафедра «Деталей машин»

К У Р С О В о й П Р О Е К Т
по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования»
на тему «Привод ленточного конвейера»
Группа	7113
Студент	_______________	Е.А. Осипов
Руководитель работы, должность, звание	_______________	Н.В. Гулиа
ДОПУСКАЕТСЯ К ЗАЩИТЕ
Руководитель работы, должность, звание	_____________	Н.В. Гулиа
Оценка работы Дата	_____________	«___» ___________
	МОСКВА 2011

Оглавление

1. Выбор электродвигателя…………………………………………….……..3

2. Определение допускаемых напряжений ………………………………..6

3. Расчет прямых валов………………………………………………...........11

4. Подбор подшипников качения……………………………………..…….16

Список литературы………………………………………………………………17

1. Подбор электродвигателя.

Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 2 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:

• Окружное усилие на ведущем барабане конвейера F_t =5500Н

• Скорость ленты конвейера (окружная скорость на барабане) V =1,7м/с

• Диаметр барабана D_бар =0,27м

• Время работы в сутки t_сут=11ч , t =5ч , = t_сут – t

• Отношение =0,8 ; Т_пуск=1,5Т (К_пуск = )

Частота вращения барабана конвейера:

n_бар = =60·1,7/(3,14·0,27)=120мин ^-1

Мощность на приводном валу конвейера:

Р_потр = =5500·1,7/1000=9,35кВт

Мощность на валу электродвигателя:

Р_{эл.двиг. потр} = =9,35/0,88=11кВт

где η_общ = η_цепн ∙ η⁴_подш ∙ η_зац ∙ η²_муфты =0,95·0,98·0,99⁴·0,99⁶=0,85

Значения η_цепн, η_подш, η_зац, η_муфты выбраны из таблицы 2.

Выбираем по каталогу электродвигатели, удовлетворяющие по мощности (табл. П1), т.е. с мощностью Р=10,5кВт.

Передаточные числа привода и редуктора.

U_{привода} ==1450/122,293=11,86; U_{привода} = U_ред ∙ U_цепн=2,97·4=11,86

В соответствии с рекомендациями таблицы 1 для одноступенчатого редуктора выбираем значение U_{редуктора} =4

Частоты вращения валов:

п₀ = п_{эл.двиг =}1447мин ^-1

п₁ = 1447 мин ^-1

п₂ = =1447/4=361,75 мин ^-1

Мощности на валах:

Р₁ = Р_{потр э.д.} · η_муфты · η²_подш =11·0,96²·0,99=10,5кВт

Р₂=Р₁·η_зац·η²_подш·η_муфты =11·0,99²·0,97·0,96=10кВт

Вращающие моменты на валах:

Т₁ = 9550=9550·10,5/1447=69,3Нм

Т₂ = 9550=9550·10/361,75=264Нм

Полученные результаты заносим в таблицу:

№ вала	n, мин-1	Р, кВт	Т, Н·м
1	1447	10,5	69,3
2	361,75	10	264

2. Определение допускаемых напряжений

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания) (2.10):

t_НЕ = t + t′ =6+0,75⁶(11-5)

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.12):

Т_НЕ = t_НЕ ∙ д∙ L =7,0679

где д = 260 – число рабочих дней в году;

L = 5 лет – срок работы передачи.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни (2.13):

N_{НЕ 2} = 60 ∙ п₂ ∙ Т_НЕ циклов=93,25·10⁶

N_{НЕ 1} = N_{НЕ 2} ∙ U_ред циклов=373·10⁶

Выбор материала шестерни.

Подбираем по таблице 5 сталь 40Х с [σ_н]=495 МПа , НВ =300 . Термообработка: закалка+отпуск.

Выбор материала колеса:

Подбираем по таблице 5 сталь 45 с [σ_н]=558 МПа , НВ =320 . Термообработка: закалка+отпуск.

Межосевое расстояние для прямозубой передачи (2.21):

a_w = 450 (U + 1)=112,06 мм.

При твердости зубьев НВ < 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем = 0,5 (стр. 25), тогда будет равен (2.24):

= 0,5 · (U + 1)=0,5·0,5·5=1,25

По таблице 7 находим значение К_Нβ = 1,085.

Предполагая, что окружная скорость передачи V₂ < 5 м/c и принимая 9-ю степень точности изготовления передачи (в соответствии с рекомендациями таблицы 3), находим значение К_НV =1,06 (таблица 8) (таблица 9).

К_Н = К_Нβ · К_НV =1,15

Найденное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения (2.25): a_{w ст} =112мм.

Ширина зубчатых колес:

b₂ = ∙ a_{w ст}=0,5·112=56мм

b₁ = b₂ + 5 мм =56+5=61мм

Модуль передачи (2.28):

0,01 ∙ a_{w ст} < т < 0,02 ∙ a_{w ст}

Принимаем т _ст =1,5мм

Суммарное число зубьев шевронной передачи (2.31):

Z_∑ = =2·112 0,866/1,5=129

Число зубьев шестерни (2.32):

Z₁ = =129/5=26

Число зубьев колеса (2.33):

Z₂ = Z_∑ – Z₁ =129-26=103

Уточнение передаточного числа (2.44):

U′ = =103/26=3,96

Отклонение от принятого ранее передаточного числа (2.45):

∆U = =1%

что находится в пределах допустимого [∆U] = .

Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d₁ = т_ст · Z₁ /cosβ=1,5·26/0,86=45мм

Делительный диаметр колеса:

d₂ = т_ст · Z₂ /cosβ=1,5·103/0,86=179мм

Межосевое расстояние:

а_{w ст} = =0,5(45+179)=112мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_a1 = d₁ + 2m_ст =45+2·1,5=48мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2m_ст =179+2·1,5=182мм

Диаметр впадин зубьев шестерни:

d_f1 = d₁ – 2,5m_ст =45-2,5·1,5=41мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2,5m_ст =179-2,5·1,5=175мм

Проверочный расчет на контактную прочность (2.46):

σ_Н = МПа

σ_Н1 =474≤495Мпа; σ_Н2 =254≤527МПа

Отклонение от [σ]_Н:

∆σ1 = =4,24%

∆σ2 = =6,43%

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на изгиб (2.48):

t_FЕ = t + t ′=6+0,75⁶(11-5)

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.49):

Т_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L =7,0679

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса (2.50):

N_FЕ2 = 60 ∙ п₂ ∙Т_FЕ =89·10⁶

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FE 2} > N_{FG 2} и

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F.

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни (2.52):

σ_{F lim 1} = 1,8НВ₁ =489,6МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса (2.52):

σ_{F lim 2} = 1,8НВ₂ =426,6МПа

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни (2.51):

[σ]_F1 = =296,7МПа

Допускаемые напряжения изгиба для колеса (2.51):

[σ]_F2 = =258,5МПа

где коэффициент безопасности S_F =1,65, а коэффициент режима работы для нереверсивной передачи Y_А =1.

Окружное усилие на колесе:

F_t2 = =4013,125Н

Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным напряжениям Y_FS для прямозубых передач определяют в зависимости от Z из таблицы 10:

Y_FS1 =3,7;

Y_FS2 =3,6.

Напряжения изгиба зубьев для прямозубых передач.

σ_F = ≤ [σ]_F МПа.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб (2.56):

K_F = K_Fβ · K_FV =1,14·1,12=1,277

Значение K_Fβ выбираем из таблицы 11 в зависимости от коэффициента ширины шестерни относительно диаметра :

=1,25 (см. п. 13);

K_Fβ =1,14

Значение K_FV выбираем из таблицы 12 для передач с НВ < 350 в зависимости от степени точности и окружной скорости:

V = =3,4м/с

При 9-й степени точности K_FV = 1,1.

Значение K_Fα выбираем из таблицы 13:

K_Fα =1,08

Тогда K_F =1,265

Напряжение изгиба для зубьев колеса:

σ_F1 =114,6МПа

σ_F2 =122,4МПа

Поскольку σ_F < [σ]_F , то условие прочности выполняется.

_{Расчет на кратковременные перегрузки.}

• _{По контактным напряжениям}

_{Максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке (2.61):}

[σ]_{Н mах1} = 2,8 ∙ σ_т1 =1540МПа;

[σ]_{Н mах2} = 2,8 ∙ σ_т2 =2100МПа

_{где σт1 = 550МПа, σт1 = 750МПа}

_{Максимальное контактное напряжение, возникающее во время пуска (2.60):}

σ_{Н mах1} = σ_Н2 ∙ =703МПа

σ_{Н mах2} = σ_Н2 ∙ =560МПа

Поскольку σ_{Н max} < [σ]_{Н mах}, то условие прочности выполняется.

• _{По напряжениям изгиба}

_{Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой перегрузке (2.63):}

[σ]_{F mах 1} = 0,8 ∙ σ_т1 =440МПа

[σ]_{F mах 2} = 0,8 ∙ σ_т2 =600МПа

_{Максимальное напряжение изгиба, возникающее во время пуска (2.62):}

σ_{F mах 1} = σ_F1 ∙ = 92МПа

σ_{F mах 2} = σ_F2 ∙ = 98МПа

Поскольку σ_{F max} < [σ]_{F mах}, то условие прочности выполняется.