Техническое задание к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

Задание № 4 вариант № 10

Спроектировать привод цепного транспортера

Привод

F₁ 1. Электродвигатель

Н=750 2. Муфта упругая

F₂ 3. Редуктор цилиндрический

4. Муфта упругая

5. Рама

6 6. Звёздочка тяговая(t- шаг,

х z_зв - число зубьев) F₂=0,15F₁;

5 4 3 F = F₁ – F₂ – окружное усилие

на звёздочке; V – скорость цепи.

х х Т_пуск=1,6Т График нагрузки

х х 0,2Т Срок службы – 5 лет

К_сут = 0,29; К_год = 0,3.

2 Т

0,6Т

1 0,8 t

В ыпуск крупносерийный 0.002t t

F = 8 кН = 8·10³ Н; V = 0,7 м/с; t = 100 мм; z_зв = 9

1. Кинематический расчёт привода.

   1. Выбор электродвигателя.

Общий КПД привода

η_общ = η_цил · η_цил · · ,

где η_цил - КПД цилиндрической передачи, η_оп – КПД опор приводного вала, η_м – КПД муфты, n – количество опор приводного вала, m – количество муфт. По таблице 1.1: η_цил = 0,97; η_оп = 0,99; η_м = 0,98. Тогда

η_общ = 0,97 · 0,97·0,99 ·0,98² = 0,894.

Требуемая мощность электродвигателя на выходе

Р_вых = = = 5,6 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя на входе

Р_вх = = = 6,3 кВт.

Р_экв = К_э · Р_вх,

где К_э = < 1 , без учёта пуска

К_э = = 0,699.

Тогда

Р_экв = 0,699 · 6,3 = 4,4 кВт.

Частота вращения приводного вала на выходе

n_вых = ,

где D_зв = = = 292 мм - делительный диаметр тяговой звездочки.

Тогда

= = 45,8 мин^-1 .

Ориентировочная частота вращения электродвигателя

= n_вых· · ,

По таблице 1.2 возьмем средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для зубчатых передач: = 4,4; = 4,3

= 45,8 · 4,4 · 4,3 = 866,54 мин^-1 .

По таблице 24.9 выбираем электродвигатель АИР160S8/727: Р = 7,5 кВт; n = 727 мин^-1; Т_max/Т = 2,4

2. Общее передаточное отношение привода, разбивка его по ступеням.

Общее передаточное число привода равно

U_общ = = = 15,87; U_общ = U_ред.

По формулам из таблицы 1.3 имеем:

U_Т = 0,88 = 0,88 = 3,506;

U_Б = = = 4,53.

3. Крутящие моменты на валах, частоты вращения валов.

Вращающий момент на приводном валу

Т_вых = = = 1168 Нм,

Момент на валу колеса

= = = 1204 Нм,

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени

= = = 354 Нм,

Момент на валу шестерни быстроходной ступени

= = = 80,6 Нм,

= = = 82,2 Нм,

Частота вращения вала

n_вх = n_н = 727 мин^-1;

n_пром = = = 160,49 мин^-1 ;

n_вых = = = 45,78 мин^-1.

4. Проверка двигателя на пуск.

Т_{ср. пуск} ≥ β_n · ,

где Т_ном = 9550 · = 9550 · = 98,5 Нм, Ψ_max = = 2,4 , Ψ_min = 1,1;

Т_{ср. пуск} = · Т_ном = · 98,5 = 172,4 Нм.

Т_{ср. пуск} = 172,4 Нм > β_n · = 1,6 · 82,2 = 131,52 Нм.

2. Расчёт цилиндрических зубчатых передач.

   1. Тихоходная ступень. Прямозубая передача.

Исходные данные:

= 354Нм, n_пром= 160,49 мин^-1, U_Т = 3,506, n_вых =45,78 мин^-1 .

1. Выбор твёрдости , термической обработки и материала колёс.

Для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость 269…302 НВ, предел прочности σ_В=900 Мпа, предел текучести σ_Т=750 МПа. Для колеса - сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость 235…262 НВ, предел прочности σ_В=790 Мпа, предел текучести σ_Т=640МПа.

Допускаемые контактные напряжения находим по формуле:

[σ]_Н= σ_НlimZ_NZ_RZ_V/S_H,

где предел контактной выносливости σ_Нlim= 2НВ_ср+70 (МПа) по табл.2.2, минимальное значение коэффициента запаса прочности S_H=1,1. Коэффициент долговечности Z_N= , при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z_Nmax

Число циклов N_HG= 30HB_cp^2,4≤ 12·10⁷

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, ч: N_k=60nn₃L_h, где n₃- число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Суммарное время работы передачи вычисляем по формуле: L_h=L·365K_год·24К_сут, где L – число лет работы, K_год- коэффициент годового использования передачи, К_сут- коэффициент суточного использования передачи.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости Z_R=1. Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости Z_V=1.

Для шестерни:

σ_Нlim= 2НВ_ср+70 = 2·285,5 +70 = 641 МПа,

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч;

N_HG= 30HB_cp^2,4= 30·285,5^2,4= 0,23·10⁸;

N_k=60nn₃L_h= 60·160,49·1·3810,6= 0,37·10⁸;

Z_N= = = 0,924; принимаем Z_N= 1.

[σ]_Н1= 641·1·1·1/1,1= 583 МПа

Для колеса:

σ_Нlim= 2НВ_ср+70 = 2·248,5 + 70 = 567 МПа;

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч

N_HG= 30HB_cp^2,4= 30·248,5^2,4= 0,16·10⁸;

N_k=60nn₃L_h= 60·45,8·1·3810,6= 0,10·10⁸;

Z_N= = = 1,08

[σ]_Н2= 567·1,08·1·1/1,1= 557 МПа.

Допускаемое напряжение для цилиндрических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса [σ]_Н=[σ]_Н2=557 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

[σ]_F= σ_FlimY_NY_RY_A/S_F, где предел выносливости σ_Flim= 1,75НВ_ср (МПа) по табл.2.3, минимальное значение коэффициента запаса прочности S_F=1,7. Коэффициент долговечности Y_N= , при условии 1 ≤ Y_N ≤ Y_Nmax

Число циклов N_FG= 4·10⁶, Y_Nmax= 4 и q=6 – для улучшенных зубчатых колес. Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, ч: N_k=60nn₃L_h, где n₃- число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Суммарное время работы передачи вычисляем по формуле:

L_h=L·365K_год·24К_сут, где L – число лет работы, K_год- коэффициент годового использования передачи, К_сут- коэффициент суточного использования передачи. Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости Y_R=1. Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса), при одностороннем приложении нагрузки Y_A=1.

Для шестерни:

σ_Flim= 1,75НВ_ср = 1,75·285,5 = 500 МПа;

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч;

N_k=60nn₃L_h= 60·160,49·1·3810,6= 0,37·10⁸;

Y_N= = = 0,69; принимаем Y_N= 1.

[σ]_F1= 500·1·1·1/1,7= 294 МПа

Для колеса:

σ_Flim= 1,75НВ_ср = 1,75·248,5 = 435 МПа;

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч;

N_k=60nn₃L_h= 60·45,8·1·3810,6= 0,10·10⁸;

Y_N= = = 0.86; принимаем Y_N= 1.

[σ]_F2= 435·1·1·1/1,7= 256 МПа.