Федеральное агентство по образованию РФ

ФГФОУ ВПО Уральский федеральный университет

имени первого Президента России Б.Н.Ельцина
Кафедра «МирМ»

Проект по модулю

Основы проектирования машин:

ПРИВОД ТРАНСПОРТЕРА

Руководитель: Реков А. М.

доцент, к.т.н.
Студент группы


Екатеринбург 2020

ЗАДАНИЕ № 1(2020)

На практические занятия по курсу "Механика" для студентов

Группы НМТЗ 193140д уТ
Привод ленточного транспортера


1) двигатель; 2) клиноременная передача; 3) редуктор горизонтальный цилиндрический прямозубый; 4)муфта зубчатая; 5) барабан конвейера.

На схеме приведен график изменения нагрузки на конвейер. Скорость ленты – постоянная.
Рис1.
Таблица 1

Исходные данные

N п/п	Параметр	Величина
1	Мощность на ведомом валу Р, кВт	8,5
2	Частота вращения ведомого вала n2, мин-1	130
3	Тип ременной передачи	клиноременная
4	Режим работы	тяжелый
5	Срок службы, лет	5
6	Коэффициент использования в течение года	0,80
7	Коэффициент использования втечении суток	0,45
8	Продолжительность включения, %	40

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1. Выбор электродвигателя.

1.1.1 Требуемая мощность электродвигателя



где - общий КПД привода

---

= ²=

= 0,98 - КПД зубчатой передачи, = 0,96 - КПД ременной передачи,

= 0,99 - КПД одной пары подшипников качения, согласно [табл. П2]

Тогда

= кВт.

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона

n_c= (5…10) n₂= (5…10) *130=650…1300

По требуемой мощности из работы [ табл. П1 ] приложения выбираем электродвигатель 4А160S6 с ближайшей большей стандартной мощностью = 11 кВт, синхронной частотой вращения n_c = 1000 мин^-1 и скольжением S=2,7 %
1.1.2 Частота вращения вала двигателя

мин^-1
1.1.3 Общее передаточное число привода


1.1.4 Передаточное число зубчатой передачи

Принимаем для зубчатой передачи стандартное значение передаточного числа 3,15



Полученное значение округляют до ближайшего стандартного из

[табл. 7.1].

Принимаем 2,5.

1.2 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

973 мин^-0

мин^-1

мин^-1

1.3 Мощности, передаваемые валами:

P₁

---

=P_тр= 9,2 кВт

P₂=P₁ = 9,2*0,96*0,99 = 8,7 кВт

P₃=P₂ = 8,7*0,98*0,99 = 8,4 кВт
1.4. Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле

Н м

Н м

Н м

Уточненный расчет зубчатой передачи с моментом 202,7 Нм
2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u> 4 шестерня изготавливается за одно целое с валом.

. Для прямозубой передачи =24. Тогда мм.

=1,2*(1+2,5) * = 18,18 мм.

Диаметр заготовки для колеса равен

мм.

Выбираем материал для колеса и шестерни - сталь 40 ХН, термообработка - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни – 235…262 НВ,

= 315 мм, > , твердость поверхности зуба колеса – 269…302 HB, S_m1>S_m. [табл. 1.1].

Определяем средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

НВ₁ = 0,5(НB_1min+ НВ_1max

---

) = 0,5(235+262) = 248,5;

НВ₂ = 0,5(НB_2min+ НВ_2max) = 0,5(269+302) =285,5.
2.1. Определение допускаемых напряжений

2.1.1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжениия определяем по зависимости



где индекс j=1 соответствует шестерне, а индекс j=2 –колесу.

Пределы контактной выносливости определим по формулам:

=2НВ₁+70=2*248,5+70 = 567 МПа,

=2HВ₂+70=2*285,5+70 = 641 МПа .

Коэффициенты безопасности одинаковы для шестерни и колеса 1,1 (в соответствии с материалом и термообработкой). [табл. 2.1]

Коэффициенты долговечности



Базовые числа циклов при действии контактных напряжений ; . [табл. 1.1]
Эквивалентные числа циклов напряжений

= ,

где = 0.5 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы.

Суммарное число циклов нагружения

=60n_jct_h,

где с =1, t_h - суммарное время работы передачи, t_h = 365 L 24 k_гk_c ПВ. Здесь ПВ=0,00ПВ%=0,01*40 =0,40.

В результате расчетов получим

t_h =365*5*24*0,8*0,45*0,4 = 6307 ч,

=60*973*6307=3,68*10⁸, =60*409,86*6307=1,55*10⁸ об.

=0,5 *3,68*10⁸=184*10⁶; = 0,5*1,55*10⁶=77,5*10⁶ циклов.

Значение коэффициента долговечности K_HL определяется по формуле

---

. Принимаем =0,99.

. Принимаем =0,82.

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

; ,

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

= 477,8 МПа.

2.1.2 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба вычисляем по формуле


Пределы изгибной выносливости зубьев

= 1,75*НВ₁=1.75*248.5= 434,9 МПа,

= 1,75*HB₂=1.75*285.5= 499,6 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: S_F1=1,7; S_F2=1,7 (в соответствии с материалом и термообработкой).

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода К_FC1=1, К_FC2=1

Коэффициенты долговечности

0,

где q_j - показатель степени кривой усталости, q₁=6, q₂=6 [табл. 3.1];

N_F0 = 4*10⁶ - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе N_FEj= ,

где = 0,3, =0,3 - коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы.

=110,4*10⁶; =46,5*10⁶

Поскольку > N_F0, примем К_FL1 = 1. Вычислим К_FL2 =

---

Смотрите также файлы

• Состав анафилактического набора Основные симптомы развития анафилактического шока.docx

• Компланарные векторы. Правило параллелепипеда.pptx

• Деятельность лаборатории за 2022г.docx

• Рак слюнной железы Резидент 2 года.pptx

• Обучающийся Разгоняева Юлия Викторовна Преподаватель Сазонова Элеонора Борисовна Практическое занятие.docx