Проектирование шнекового транспортёра с графиком нагрузки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия (СибАДИ)

Кафедра «Прикладная механика»

Пояснительная записка к курсовому проекту

По дисциплине: "Механика"

На тему: "Проектирование шнекового транспортёра с графиком нагрузки"

Выполнил: студент гр. 21 ОД

Данилов А.С.

Принял: Сыркин В.В.

Омск 2009 г.

Содержание

1. Исходные данные

2. Назначение, область применения и краткое описание изделия

3. Кинематический расчёт механизма

3.1 Выбор электродвигателя

4. Выбор материала и вида термообработки. Расчет допускаемых напряжений

4.1 Конструирование цилиндрической передачи редуктора

5. Разработка вала привода

5.1 Расчет вала привода

5.2 Расчет вала на усталостную прочность

Заключение

Список литературы

1. Исходные данные

2. Назначение, область применения и краткое описание изделия

Шнековый транспортёр - это транспортная машина предназначенная для перемещения сыпучих, кусковых и полужидких вязких тел. Он может работать в горизонтальном, вертикальном или наклонном положении. Может перемещать транспортный уголь, металлическую стружку, отходы линейного производства, мясо, сырую резину, горячую пластмассу, тесто и т.д.

3. Кинематический расчёт механизма

Кинематический расчёт механизма предназначен для определения основных его кинематических параметров: угловой скорости вращения всех валов или частоты их вращения, передаточных отношений всех передач, шага тягового вала, чисел зубьев зубчатых колёс, звёздочек передач, уточнения скорости рабочего органа.

3.1 Выбор электродвигателя

1. Определяем полезную мощность рабочего органа:

(1)

где с^-1, М₃=0,9 Н•м

кВт.

2. Определяем мощность электродвигателя:

(2)

кВт

3. Выбираем электродвигатель единой серии, у которого мощность . Тип электродвигателя 160 S6, частота вращения n_э-975 об/мин.

4. Составляем уравнение кинематического баланса машины:

(3)

и определяем передаточное отношение

(4)

i₁₂=

Принимаем , передаточное число u₁₂==1,36.

5. Определяем скорость валов редуктора.

об./мин.

с^-1,

=975•0,73=711,75 об/мин,

с^-1,

=975•1/4·0,73=177,9 об/мин,

с^-1.

6. Определяем крутящие моменты на каждом валу:

Н·м,

4. Выбор материала и вида термообработки. Расчет допускаемых напряжений

Основным материалом для изготовления зубчатой пары являются термически обработанные стали.

Мы выбираем для работы сталь 40Х

Допускаемое контактные напряжения при расчетах на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни [у_нр]₁,для колеса [у_нр]₂ по выражению:

(5)

где у_нlim -предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;

Sн - коэффициент безопасности;

Z_R- коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев (ZR=1 при Ra=1,25,……0,63; ZR=0,93 при Ra=2,5,……1,25; ZR=0,9 при Ra=40,……10 мкм);

Z_V- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (Z_V=1).

[у_нр]₁=963,3/1,1·0,93·1=814,5 МПа,

[у_нр]₂=1152,4/1,1·0,93=974,3 МПа,

у_нlim= у_{н lim b}·K_HL

у_нlim1=(2·250+70)·1,69=963,3 МПа,

у_нlim2=(2·300+70)·1,72=1152,4 МПа,

у_{н lim b}- предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;

K_HL, - коэффициент долговечности

(6)

где N_HO =30·HB^2,4-базовое число циклов изменения напряжений;

N_HE-эквивалентное число циклов изменений напряжений.

(7)

где Т_i-величина i-го момента гистограммы;

Т-величина расчетного момента;

n_i-частота вращения вала, по которому ведется расчет передачи, об/мин; t_i-продолжительность действия нагрузки T_i,ч.

N_HE=60·80·7971,6·2,197·0,004=336261,22

N_HO1 =30·(280)^2,4=22402708,6

N_HO2 =30·(300)^2,4=26437005,78

Общее время работы привода:

t=(срок службы, лет)·к_сут·к_год·365 дней 24 час,

t=5·0,26·0,7·365·24=7971,6 ч.

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [у_FP]₁ и [у_FP]₂,которые определяются по формуле (8).

(8)

где - у_{F lim}-предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;

S_F-коэффициент безопасности;

Y_S-коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

Y_R-коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей.( Y_S=1, Y_R=1)

[у_FP]₁=636,6/1,75·1·1=554 МПа,

[у_FP]₂=454,5/1,75=322,1 МПа,

у_{F lim}=у_{F lim b}·K_FL

у_{F lim}=1,8·350·1,01=636,6 МПа,

у_{F lim}=1,8·250·1,01=454,5 МПа,

у_{F lim b}-предел выносливости зубьев при изгибе, соотвествующий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа;

К_FL-коэффициент долговечности.

(9)

N_FO=4·10⁶-базовое число циклов перемен напряжений; N_FЕ-эквивалентное число циклов переменных напряжений;m_F=6

(10)



4.1 Конструирование цилиндрической передачи редуктора

1.Определяем вспомогательный коэффициент ш_ba по вспомогательному параметру ш_bd,отражающему зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни:

(11)

тогда

(12)

2.Определяем вспомогательный коэффициент к_а в зависимости от вида передачи: к_а=49

3.Определяем коэффициент распределения нагрузки между зубьями к_б=1

4.Определяем коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца к_в1=1,06, к_в2=1

5.Определяем коэффициент динамической нагрузки к_V=1,1.

6.Определяем межосевое расстояние по выражению:

 (13)

мм,

мм.

7.С этого блока проводится проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной(пусковой) нагрузки для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубчатых колес.

Контактное напряжение при действии максимальной нагрузки определяем из выражения:

Мпа (14)

=928,67 МПа,

=1110,8 МПа.

8.Определяем допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки:

(15)

МПа

у_{H max}<[ у_{HP max}]-данное условие выполняется

9.Выбираем угол наклона в=0.

10.Выбираем число зубьев шестерни Z₁=25.

11.Рассчитываем число зубьев колеса Z₂=Z₁·U=25·3,12=78.

12.Определяем модуль передачи:

(16)

Округляем до ближайшего целого числа 3.

13.Определение рабочую ширину зацепления:

(17)

14.Определяем проверку зубьев для предотвращения усталостного излома.

Y_F1=3,92, Y_F2=3,61.

15.Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:

[у_FP]/Y_F=min (18)

205,7/3,92=52,47-слабое звено передачи шестерня,

322,1/3,61=89,22.

16.Для наиболее слабого звена определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба:

(19)

МПа.

у_F<[у_FP] условие выполняется.

17.Осуществляем проверочный расчет для предотвращения остаточной деформации.

(20)

где у_{FP lim max}-предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа;

у_{FP lim max}=4,8·HB-при нормализации и улучшении.

МПа

18.Определяем слабый элемент передачи:

[у_{FP max}]/Y_F=min (21)

960/3,92=244,89,

960/3,61=265,9- слабый элемент передачи колесо

19.Определить максимальное напряжение изгибу при действии максимальной нагрузки:

(22)

МПа,

у_{F max}<[у_{FP max}],условие выполняется.

20.Определить размеры зубчатой пары:

-ширину колеса b=b₂=45,86 мм,

-ширину шестерни b₁=b₂+5=50,86 мм,

-высоту ножки зуба h_a=m=2,9 мм,

-диаметры окружностей впадин:

; (23)

;.

-диаметры вершин зубьев:

; (24)

;

-диаметры окружностей впадин:

; (25)

=65;.

21.Определяем действующие в зацеплении:

-окружную силу

(26)

Н,

Н;

-радикальную силу

(27)

Н,

Н;

-осевую силу

(28)

Н

Н;

термообработка напряжение передача редуктор

5. Разработка вала привода

Разработка валов привода содержит в себе все основные стадии проектирования: техническое предложение, эскизный проект, технический проект.

В начальной стадии разработки выполняется компоновка валов по полуэмпирическим зависимостям от крутящего момента. После отработки компоновки производится проектировочный расчет диаметра валов по приведенному моменту, т.е. с учетом изгибающих моментов.

Проверка окончательной конструкции проводится в форме проверочного расчета по коэффициентам запаса выносливости в опасных сечениях. Опасными сечениями являются сечениями, в которых действуют максимальные нагрузки или имеются концентраторы напряжений: шпоночный паз, галтель и т.д.

5.1 Расчет вала привода

Исходные данные:

-межосевое расстояние, а=150 мм,

-диаметры колес, d_w1=72,5 d_w2=226,2,d_a1=78,5, d_a1=232 мм,

-ширина колес, b₁=114, b₁=45,86 мм,

Диаметры валов d_вал1=39,31, d_вал2=28,55 мм,

Размеры ступиц колес:

L_ст=D_ст=1,8·39,31=70,758 мм,

L_ст=D_ст=1,7·28,55=48,535 мм,

д=10 мм,

с₂=3 мм,

с₃=7 мм,

с₄=13 мм,

с₅=12 мм,

с₆=27 мм,

с₇=7 мм,

к=f(dбай)=40 мм,

S=40+10+6=56 мм,

D₁=55 мм,

B₁=9 мм,

R₁=0,5 мм,

D₂=62 мм,

B₂=9 мм,

R₂=0,5 мм,

h=6,4 мм,

h₁=8 мм,

h₂=h₁=8 мм,

h₃=6 мм,

h₄=5 мм,

h₅=3 мм.

5.2 Расчет вала на усталостную прочность

1. Определяем опорные реакции.

Исходные даны:

l₁=70 мм

l₂=50 мм

l₃=52 мм

Реакции опоры вала от сил F_t1,F_t2

; (29)

H•м; H•м.

Реакции опоры от сил F_r1,F_r2

(30)

(31)

Н•м; Н•м

Реакции опоры от силы F_x1

(32)

Суммарные реакции:

(33)

Н•м,

Н•м,

3.Определяем изгибающие моменты в сечениях и построить их эпюры при действии от каждой группы сил.

от сил F_t1,F_t2

(34)

от сил F_r1,F_r2

; (35)

Н•м

Н•м

от силы F_x1 в сечении :

слева (36)

справа (37)

; Н•м,

от силы F_x в сечение :

(38)

.

От F_t1,F_t2 вал изгибается в одной плоскости, а от сил F_r1,F_r2 и F_x1-в плоскости, перпендикулярной первой. Полный изгибающий момент будет равен:

в сечении :

(39)

Н•м,

в сечении :

(40)

Н•м.

4.Определяем приведенный момент для каждого сечения вала

; (41)

Н•м

Н•м

5. Определить диаметры вала в опасных сечениях, мм

(42)

где - приведённый момент;

- допускаемое напряжение изгибы, МПа;

(43)

где - предел выносливости материала при изгибе, МПа;

- ориентировочное значение коэффициента концентрации;

S=2,2 - ориентировочное значение коэффициента запаса прочности.

МПа,

, мм,

, мм,

6. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям для каждого из опасных сечений

(44)

где - предел выносливости материала при изгибе, МПа;

- эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе, МПа;

в- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при параметре шероховатости , в=0,9;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- амплитуда нормального напряжения;

W=0,1d³ - момент сопротивления изгибу;

- коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла напряжений;

- среднее напряжение;

F_x- осевая нагрузка в сечении.

7. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям

(45)

где - предел выносливости материала при кручении, МПа;

- эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении, МПа;

в- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при параметре шероховатости , в=0,9;

- масштабный фактор касательных напряжений;

- амплитуда циклов и среднее касательное напряжений;

Т - крутящий момент;

W_с=0,2d³ - полярный момент сопротивления;

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла.

,

,

8. Определить коэффициент запаса усталостной прочности по каждому из опасных сечений

(46)

.

9. Проводим сравнение S?[S],

где [S] - допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности.

Условие выполняется.

5 Построение эпюры

Н,

Уравнение проекции всех сил на ось ОY:

.

Составляем уравнение моментов на первом участке

x1=0,

M_u=0,

x1>a,

M_u>R_B•a,

M_u=764•0,072=55 Н•м,

c=10•4,5=45 мм,

a=c+b/2,

a=45+54/2=72 мм,

Ширина шестерни

b₁=b₂+5,

b₁=49,4+5=54,4,

M_u=0,

x2=a.

Заключение

Согласно заданию в курсовом проекте спроектирован шнековый транспортёр по указанной схеме с графиком нагрузки. В процессе проектирования на первом этапе были определены основные параметры:

передаточное число зубчатых передач, передаваемые крутящие моменты, частоты вращения валов привода, силы, возникающие в механических передачах. После определения основных параметров на втором этапе были сконструированы валы, зубчатые колёса и шестерни.

В процессе конструирования пришлось столкнуться с требуемыми условиями работы изделия (условиями прочности, экономичности, эффективности использования материалов и изделий).

В курсовом проекте были получены многие конструкторские навыки работы и способы решения конструкторских задач, что способствовало получению знаний и навыков практической работы.

Список литературы

1. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. / Дунаев П.Ф., Леликов О.П.// - М.: Высшая школа, 1984.- 264

2. А.А. Андросов Расчёт и проектирование деталей машин: Учеб. пособие / А.А. Андросов и др.; под общ. Ред. А.А. Андросова. - Ростов н/Д: Феникс, 2006. - 285

3. Курмаз Н.И. Детали машин . Атлас конструкций. Учеб. Пособие. - М. Машиностроение , 2002. - 386

Размещено на Allbest.ru