Проект привода к ленточному конвейеру (стр. 1 из 3)
СодержаниеЛист
| Введение | 5 |
| 1. Кинематическая схема привода | 6 |
| 2. Выбор электродвигателя по каталогу | 7 |
| 3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений 3.1 Допускаемые контактные напряжения 3.2 Допускаемые напряжения при изгибе | 8 8 9 |
| 4. Расчет зубчатой передачи | 10 |
| 4.1 Определение межосевого расстояния 4.2 Определение геометрических параметров 4.3 Определение геометрических размеров зацепления 4.4 Силы, действующие в зацеплении 4.5 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба | 10 10 11 11 11 |
| 5. Проектный расчет валов | 13 |
| 6. Выбор подшипников | 14 |
| 7. Расчет ременной передачи | 15 |
| 8. Проверочный расчет валов | 17 |
| 8.1 Быстроходный (ведущий) вал 8.2 Расчет ведущего вала на выносливость 8.3 Тихоходный (ведомый) вал | 17 18 21 |
| 9. Проверочный расчет подшипников 9.1 Быстроходный (ведущий) вал 9.2 Тихоходный (ведомый) вал | 23 23 23 |
| 10. Выбор системы смазки Приложение 1 Приложение 2 | 25 27 29 |
ВведениеКурсовое проектирование имеет очень большое значение в развитии навыков самостоятельной творческой работы студентов, тат как прививает им навыки научно-исследовательской работы, рационализации, изобретательства, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, а также навыки расчетов и составления расчетно-пояснительных записок к проектам.
Курсовой проект по Прикладной механике является важной самостоятельной инженерной работой студента, охватывающей вопросы расчета на прочность, жесткость, износостойкость, долговечность и другие виды работоспособности деталей машин и базирующейся на всех видах уже изученных студентами дисциплинах, подготавливает студентов к выполнению курсовых проектов по специальным дисциплинам, а также к выполнению дипломного проекта.
1. Кинематическая схема привода
 |
Спроектировать привод к ленточному конвейеру.
Мощность на ведомом валу редуктора Р3 = 4,5 кВт и угловая скорость вращения этого вала ω = 2,8π.
2.Выбор электродвигателя по каталогуТребуемая мощность электродвигателя [1,с.89]
(2.1)
где η – общий КПД редуктора [1,с.89].
(2.2)где η1 = 0,97 – К.П.Д. ременной передачи;
η2 = 0,99 – К.П.Д. пары подшипников;
η3 = 0,96 – К.П.Д. редуктора;
Ртр =4,5/0,913=4,93 кВт.
Из табл. [1,с.93] выбираем электродвигатель (по требуемой мощности) типа А02-52-8 имеющий мощность Р1=5,5 кВт при частоте вращения n=730 об/мин и угловой скорости ω=76 рад/с .Угловая скорость ведущего вала привода
(2.3)Число оборотов ведущего вала привода
(2.4)Общее передаточное число [1,с.90]
В соответствии с ГОСТ 2185-86, U=8,69 [1,c.97]. При этом передаточное число ременной передачи U1=2,4, редуктора U2=3,62 [1,с.97]
Частота вращения ведущего вала редуктора
(2.5)Угловая скорость каждого из валов
(2.6)
Мощность каждого из валов
(2.7)
Вращающие моменты, Н/м 
(2.8) 
3.Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений
Так как мощность привода небольшая в качестве материалов шестерен и колес целесообразно назначить материалы с твердостью НВ<350. При этом каждая зубчатая передача будет прирабатываться, а стоимость редуктора будет невысокой.
Шестерни: Сталь 40Х, термообработка – улучшение; твердость 270 НВ; временное сопротивление σв=950МПа; предел текучести σТ=700МПА [2,c.56].
Для лучшей приработки зубьев рекомендуется назначать для материалов колеса твердость на (20…50)НВ ниже, чем для шестерен [1,с.55].
Колеса: Сталь 40Х; улучшение; 250НВ; σв=850МПа; σТ=550МПА [2,c.96].
3.1Допускаемые контактные напряжения
Для расчета на контактную прочность [3,с.143], МПа
[σ]Н=(σН0/SН)KHL, (3.1)
где σН0 – предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;
SН – коэффициент безопасности;
KHL – коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.
Для нормализованных и улучшенных материалов
σН0=2НВ+70МПа; (3.2)
σН0=2·250+70=570МПа.
SН=1,1[3,с.147].
Число циклов нагрузки зубьев шестерни в течение срока службы
NH1=60Lhn1 (3.3)
Lh=8ч/сут · 300дней в году · 5 лет=12000ч срок службы
NH1=60·970 об/мин·12000 ч = 7·108
NH1=60·242,5 об/мин·12000 ч = 1,75·108
В расчете на контактную прочность NHG=10. При НВ<350 и NH1> NHG, назначаем KHL=1,0 [3,с.148].
[σ] определяем по материалу колес, как менее прочному [3,с.145]
[σН]=(570/1,1)·1,0=518 МПа.
Назначаем [σ] =[σН]=518 МПа.
3.2Допускаемые напряжения при изгибе
Для расчета на изгиб [3,с.145], МПа[σF]=( σF0/SF)KFCKFL, (3.4)
где σF0 – предел выносливости материала при нулевом цикле напряжений при изгибе;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий характер напряжений, считая передачи реверсивными (симметричный цикл напряжений), получаем KFC=1 [3,с.151];
KFL – коэффициент долговечности;
При НВ<350 и NF1>NFG, принимаем KFL=1,0 [3,с.151].
Для нормализованных и улучшенных материалов SF=1,75;
Для колеса, МПа
σF0=1,8НВ=18·250=450; (3.5)
[σF]=(450/1,75)·1,0·1,0=257 МПа.
Для шестерни, МПа
σF0=1,8·270=486 МПа;
[σF]=(486/1,75)·1,0·1,0=277 МПа.
4.Расчет зубчатой передачи4.1Определение межосевого расстояния
Межосевое расстояние из условия контактной прочности [1,c.187]
(4.1)где KHβ – коэффициент расчетной нагрузки;
Ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию;
T 2 – вращающий момент на колесе.
(4.2)где T1 – вращающий момент на шестерне;
η3 –К.П.Д. редуктора.
В проектном расчете предварительно принимаем KHβ =1,04, Ψa=0,43 [1,с.187].
Назначаем аw=160 мм
4.2Определение геометрических параметров
Модуль зацепления [2,с.38], мм