Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Восточно-Сибирский Государственный Технологический Университет
Кафедра «Детали машин»
Привод конвейера
Пояснительная записка к курсовому проекту
(С.2403.02.101.14.0000.ПЗ)
Разработал: студент
группы Д-1 АиАХ 08
Иванов С.А.
Результат защиты
г. Улан-Удэ
2010 г.
Содержание
Введение
Выбор электродвигателя
Кинематический расчет
Расчет цилиндрической передачи
Ориентировочный расчет валов
Проверка подшипников
Подбор и расчет шпонок
Выбор муфты
Способ смазки и подбор смазочного материала
Список использованных источников
Введение
Данный курсовой проект включает в себя расчетно-пояснительную записку с основными необходимыми расчетами одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой зубчатой передачей и графическую часть.
Целями данного курсового проекта являются:
1 Изучение теоретического материала и закрепление полученных знаний;
2 Самостоятельное применение знаний к решению конкретной инженерной задачи по расчету механизма;
3 Освоение необходимых расчетно-графических навыков и ознакомление с порядком выполнения начальных этапов проектирования элементов машин.
Техническое задание
1. мощность на выходном валу Р2
=10,0 кВт;
2. угловая скорость выходного вала ω2
=9,5*π рад/с;
3. срок службы привода L=10 лет;
4. коэффициент ширины ψba
=0.5
5. частота вращения n1
=727 об/мин.
Рисунок 1 – кинематическая схема привода.
Представить расчетно-пояснительную записку с расчетом привода.
Выполнить:
1. сборочный чертеж редуктора;
2. рабочие чертежи деталей редуктора.
1.
Выбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.
Требуемая мощность электродвигателя
Рэ.тр
=Р2
/(η1
2
*η2*
η3
) , Вт (1.1)
Где:
η1
=0,98 – КПД муфты
η2
=0,98 – КПД цилиндрической передачи закрытой;
η3
=0,99 – КПД подшипников.
Рэ.тр
=10/(0,992
*0,97*0,99)=10,63 кВт.
Определяем диапазон частот вращения вала электродвигателя:
nэдв
=n2
*Uред
– требуемая частота вращения вала электродвигателя:
где n2
=30*ω2
/π=30*9,5* π/ π=285 мин-1
– частота вращения выходного вала редуктора;
Uред
=2,4…6,3 – рекомендуемое значение передаточного числа цилиндрического редуктора;
При Uред
=2,5; nэдв
=285*2,5=712 мин-1
;
При Uред
=6,3; nэдв
=285*6,3=1795,5 мин-1
;
Выбираем двигатель АИР160S6, nэдв
=970мин-1
; Рэдв
=11кВт.
2.
Кинематический расчет
Общее передаточное число
u=nэдв
/n2
=970/285=3,4
Частота вращения и угловая скорость валов
- Для ведущего вала:
n1
= nэдв
= 970мин-1
,
ω1
= π* n1
/30 = π*970/30 = 101,52 с-1
;
- Для ведомого вала:
n2
= n1
/Uред
= 970/3,4 = 285 мин-1
,
ω2
= π* n2
/30 = π*285/30 = 29,83 с-1
;
Крутящие моменты на валах
- Для ведомого вала:
Т2
= Р2
/ω2
= 1000/(9,5* π)=335 Н*м;
- Для ведомого вала:
Т1
= Т2
/(u* η1
2
*η2
) = 335/(3,4*0,9952
*0,98) = 103,78 Н*м.
3. Расчет цилиндрической передачи
Для цилиндрической передачи назначаем косозубые колеса.
Материал для изготовления:
1) шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ = 269…302. Примем НВ1
= 290
2) колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ = 235…262. Примем НВ2
= 240.
Допускаемые напряжения
Допускаемые контактные [σ]Н
и изгибные [σ]F
напряжения вычисляют по следующим формулам:
[σ]H
= (σHlim
*ZN
*ZR
*ZV
)/SH
(3.1)
ZN
=1 – коэффициент долговечности;
ZR
=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
ZV
=1 – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
SH
=1,1 – коэффициент, запаса прочности для улучшенных сталей
σHlim
=2 HBср+70 – для улучшенных сталей
σHlim
=2*290+70=650МПа
- Для шестерни:
σHlim
=2*290+70=650 МПа
- Для колеса:
[σ]H
2
= 2*240+70= 550 МПа
Допускаемые напряжения изгиба зубьев.
[σ]F
= σFlim
* YF
*YR
*YA
/ SF
(3.2)
σFlim
= 1,75НВср
– для улучшенных сталей
- Для шестерни:
[σ]F
1
= 1,75*290= 507,5 МПа
- Для колеса:
[σ]F
2
= 1,75*240=420МПа
Межосевое расстояние (предварительное значение):
aw
’
= k(u ± 1)3
 (3.3)
aw
’
= 10 (2,55+1)3
 = 133 мм.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:
aw
= ka
(u+1)3
 (3.4)
где
Ка
= 450 – для прямозубых колес;
КН
- коэффициент нагрузки;
КН
= КHV
*KHβ
*KHα
(3.5)
Коэффициент внутренней динамики нагружения,
зависящий от степени точности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей (выбирается по таблице)
KHV
= 1,15
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине:
KHβ
= 1+(KHβ
0
- 1)KHW
(3.6)
Коэффициент:
ψbd
= 0,5*ψba
(u+1) (3.7)
ψbd
= 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875
КHβ
0
= 1,03 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы (выбирается по таблице)
KHβ
= 1+(1,03-1)*0,28=1,0084
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:
КHα
= 1+(К0
Hα
-1) КHW
(3.8)
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:
для прямозубых передач
КHα
0
= 1+0,06(nc
т
- 5) (3.9)
Где nc
т
– степень точности. Назначаем степень точности nc
т
= 8
КHα
0
= 1+0,06(8 - 5) = 1,18
КHw
=0,28 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, зависящий от окружной скорости ( находится по таблице для зубчатого колеса с меньшей твердостью)
Окружная скорость:
 (3.10)
ν =  = 2,92
Принимаем ν =3.
КHα
= 1+(1,18 - 1)*0,28=1,0504
Таким образом, подставив полученные значения в формулу (3.5), получим:
КН
= 1,15*1,0084*1,0504 = 1,218
Тогда межосевое расстояние:
aw
= 450*(2,55+1)3
 = 128,25 мм
округлим до кратного пяти. Принимаем аw
= 130 мм.
Предварительные основные размеры зубчатого колеса.
Диаметр колеса:
 (3.11)
 мм
Ширина зубчатого колеса:
b2
=ψba
*aw
(3.12)
b2
= 0,5*130 = 65 мм
принимаем b2
= 63 мм.
Ширина шестерни:
b1 =
b2
+(4…6) = 63+4 = 67 мм.
Модуль передачи.
Максимально допустимое значение модуля
mmax
≈
 (3.13)
mmax
≈
Минимально допустимое значение модуля
mmin
=  (3.14)
Коэффициент нагрузки для расчетов на изгибную прочность
KF
= KFV
*KFβ
*KFα
(3.15)
Где
KFV
= 1,03 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
KFβ
= 0,18+0,82+1,03=1,0246 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;
KFα
= K0
Hα
= 1,18 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
KF
= 1,3*1,0246*1,78 = 2,37
mmin
= 
В первом приближении принимаем значение модуля m = 3
Суммарное число зубьев.
 (3.16)
βmin
= 0
 зубьев
Число зубьев шестерни.
 (3.17)
 зубьев
Число зубьев шестерни Z1
должно быть в пределах 17≤Z1
≤25, поэтому изменяем модуль передачи m.
Принимаем m= 4 во втором приближении.
Суммарное число зубьев
 зубьев
Число зубьев шестерни:
 зубьев; 17˂18˂25
Число зубьев зубчатого колеса:
Z2
= Zs
- Z1
(3.18)
Z2
= 65 – 18 = 47 зубьев
Фактическое передаточное число.
 (3.19)
Погрешность:
Δ
u
=  ≤ 3 % (3.20)
Δ
u
=
Диаметры колес делительные.
- диаметр шестерни:
d1
= Z1
/ cosβ (3.21)
d1
= 18*4/1= 72 мм
- диаметр колеса:
d2
= 2aw
– d1
(3.22)
d2
= 2*130-72=188 мм
Диаметры da
и df
окружностей вершин и впадин зубьев колес.
- Для шестерни:
da
1
= d1
+ 2*(1 + x1
–y)*m (3.23)
da1
= 72 + 2*(1 + 0 - 0)*4=80 мм
df1
= d1
- 2 *(1,25 - x1
)m (3.24)
df1
= 72 – 2*(1,25 - 0)*4=62 мм
- Для зубчатого колеса:
da
2 =
d2
+2*(1+x2
-y)*m = 188+2*(1+0-0)*4=196 мм
df
2 =
d2
-2*(1,25-x2
)*m = 188-2*(1,25-0)*4= 178 мм
где
y = - (aw
- a)/m = - (130 - 130) /4 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения
a = 0,5*m*(Z2
+Z1
) = 0,5*4*(47 + 18) = 130 – делительное межосевое расстояние, мм
x1
=0 –коэффициент смещения шестерни;
x2
= - x1
= 0 – коэффициент смещения зубчатого колеса.
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное значение
σH
=
 [σ]H
(3.25)
σH
=  = 522<591 мПа
Погрешность
∆σH
=  (3.26)
∆σH
Силы в зацеплении.
- окружная
Ft
= (2*310
*T1
)/d1
(3.27)
Ft
=
радиальная
Fr
= Ft
*tgα/cosβ (3.28)
Fr
=  = 3986*0,364 = 1451H
осевая
Fa
=Ft
* tgβ (3.29)
Fa
= 3986*0 = 0 H
Проверка зубьев колес по направлениям изгиба.
Расчетное значение изгиба в зубьях колеса:
σF
2
=  (3.30)
σF
2
=
Расчетное значение изгиба в зубьях шестерни:
σF
1
= σF
2
YFS
2
 [σ]F
1
(3.31)
σF
1
=  = 85,1 <194 мПа
Ориентировочный расчет валов
Определение диаметров валов.
dв
i
= ≥(5÷8)  (4.1)
dв1
= (5÷8)  7* =35,9 мм
Принимаем dв1
= 35мм
dв2
= (5÷8)  6,5*  = 45,1 мм
Принимаем dв2
= 45 мм
Диаметры валов под подшипники.
dп1
= dв1
+(4÷6)=35+5=40 мм
dп2
= dв2
+(4÷6)= 45+5=50 мм
Диаметры валов под колесо.
dк1
= dп1
+(4÷6)=40+50=45 мм
dк2
= dп2
+(4÷6)= 50+5=55 мм
Расстояние от вершины зуба до внутренней стенки редуктора.
a≥ +3, мм (4.2)
L = aw
+  мм
a =  +3 = 9,4 мм
Принимаем а=10 мм
Расчет валов на изгиб.
Задаемся подшипниками легкой серии:
- для ведущего вала 208;
- для ведомого вала 210.
ΣМ(А)=0
 *0+Fr
* l
– * l
= 0
 H
ΣM(B)=0
-Fr*
( l - l1
)=0
 H
Проверка
Σx = 0
R - Fr
+ R = 0
725,5 – 1451 + 725,5 = 0
Найдем поперечную силу Q:
I участок 0 ≤ ZI
≤ l
1
QI
= R=725,5 H
Найдем изгибающий момент Ми
Ми
I
= +R* ZI
При ZI
= 0; Mи
I
= 0
При ZI
= l
1
;Mи
II
= R*l
1
= 725,5*53,5 = 38814 Н*м;
Для ведущего вала:
При ZI
= 0; Mи
I
= 0
При ZI
= l
1
;Mи
I
= R*l
1
= 725,5*50,5,5 = 36637,7 Н*м;
II участок l
1
≤
ZII
≤
l
QII
= +R- Fr
= 725,5 – 1451 = -725,5 H
MИ
II
= + R*l
1
– Fr
(l
1
–
l
1
) = 38814 H*м = MИ
I
Для ведущего вала:
MИ
II
= + R*l
1
– Fr
(l
1
–
l
1
) = 36637,7 H*м = MИ
I
ΣM(Aa
) = 0
-R *0+Fa
*l1
-R *l
= 0
т.к. передача прямозубая, то Fa
= 0, следовательно, R= R = 0
 Н
 Н
участок 0 ≤ ZI
≤ l
1
QI
= R = 1993 H
Ми
I
= R* ZI
При Z = 0; Ми
I
= 0
При Z = l
; Ми
I
= R* l
1
= 1993*5,5 = 106625,5 H*м
Для ведущего вала:
При Z = 0; Ми
I
= 0
При Z = l
; Ми
I
= R* l
1
= 1993*50,5 = 100646,5 H*м
II участок l
1
≤
ZII
≤
l
QII
= R* l
1
= 1993 - 3986 = -1993 Н
Ми
II
= R* l
1
- Ft
*(l
1
–
l
1
) = 1993*53,5 = 106625,5 H*м
Для ведущего вала:
Ми
II
= R* l
1
- Ft
*(l
1
–
l
1
) = 1993*50,5 = 100646,5 H*м
RA
= RB
= 2120,9 H
Проверка подшипников
Ресурс подшипника.
 (5.1)
FE
= (V*x*Fr
*Y*Fa
) *kσ
*kT
(5.2)
Fa
= 0;
Fr
= RA
= RB
;
V = 1 - коэффициент вращения;
kσ
= (1,3….1,5) – коэффициент динамической нагрузки;
kT
= 1 – температурный коэффициент;
Р = 3 для шариковых подшипников.
FE
= (1*1*2120,9+0*0)*1,4*1 = 2969 H
 часов˂ Lh
 часов˃ Lh
Срок службы привода:
Lh
=
10*249*8=19920 часов
Для ведущего вала задаемся подшипниками средней серии 308.
 часов˃ Lh
Принимаем для ведущего вала подшипники 308.
Принимаем для ведомого вала подшипники 210.
Подбор и расчет шпонок
Подбор шпонок.
Для ведущего вала по ГОСТ 23360-78 принимаем шпонку
b = 14; h9 мм; l
= b2
– (3…5) = 56 мм; l
p
= l
- b=56 - 14 = 42 мм ; t1
=5,5 мм; t2
=3,8 мм.
Для ведомого вала принимаем шпонку.
b = 16; h = 10; l
= 50 мм; l
p
= 50 - 16=34 мм; t1
=6 мм; t2
=4,3 мм.
Расчет на срез.
 (6.1)
 (6.2)
[τ]ср
= 80….100мПа
- для ведущего вала:
- для ведомого вала:
Расчет на смятие.
 (6.3)
 (6.4)
[σ]см;
= 280….320 МПа
- для ведущего вала:
- для ведомого вала:
Выбор муфты
По диаметру вала dв1
=35 мм принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую (по ГОСТ 21424-75)
D = 140 мм.
L = 165 мм.
l
= 80 мм.
Способ смазки и подбор смазочного материала
Применяем картерную систему смазки, т.к. окружные скорости колес не превышают 12,5 м/с.
В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец колеса был в него погружен.
Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Рекомендуемая кинематическая вязкость: для зубчатой передачи при ν=2,92 м/с; σH
=522 МПа µ = 28 мм2
/с.
Выбираем масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88, кинематическая вязкость которого µ = 29…35 мм2
/с при 40 0
С.
Уровень погружения колеса:
Для быстроходной передачи hМ
= 10…0,25*d2
= 10…0,25*188 = 10…47 мм.
Принимаем hМ
= 21 мм.
Определяем объем масляной ванны редуктора.
Форму масляной ванны принимаем как параллелепипед
V=L*B*H,
где L= 3,07 дм – внутренняя длина корпуса;
В= 0,84 дм – внутренняя ширина корпуса;
Н=0,61 дм – глубина масляной ванны.
V=3,07*0,84*0,61=1,6 л.
Список использованных источников
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2003-496 с.
2. Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991 – 384 с., ил.
3. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М: Машиностроение, 1989 – 496с., ил.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: в 3-х т. Т.2.- 9-е изд.: перераб. и доп./ под ред. И.Н.Жестковой. М.: Машиностроение, 2006 – 712 с.
|
