Привод конвейера

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.

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

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 щ₂=9,5*р рад/с;

3. срок службы привода L=10 лет;

4. коэффициент ширины ш_ba=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 Р_э.тр=Р₂/(з₁²*з_2*з₃), Вт (1.1)

Где:

з₁=0,98 — КПД муфты з₂=0,98 — КПД цилиндрической передачи закрытой;

з₃=0,99 — КПД подшипников.

Р_э.тр=10/(0,99²*0,97*0,99)=10,63 кВт.

Определяем диапазон частот вращения вала электродвигателя:

n_эдв=n₂*U_ред — требуемая частота вращения вала электродвигателя:

где n₂=30*щ₂/р=30*9,5* р/ р=285 мин^-1 — частота вращения выходного вала редуктора;

U_ред=2,4…6,3 — рекомендуемое значение передаточного числа цилиндрического редуктора;

При U_ред=2,5; n_эдв=285*2,5=712 мин^-1;

При U_ред=6,3; n_эдв=285*6,3=1795,5 мин^-1;

Выбираем двигатель АИР160S6, n_эдв=970мин^-1; Р_эдв=11кВт.

2. Кинематический расчет

Общее передаточное число

u=n_эдв/n₂=970/285=3,4

Частота вращения и угловая скорость валов

— Для ведущего вала:

n₁ = n_эдв = 970 мин^-1,

щ₁ = р* n₁/30 = р*970/30 = 101,52 с^-1;

— Для ведомого вала:

n₂ = n₁/U_ред = 970/3,4 = 285 мин^-1,

щ₂ = р* n₂/30 = р*285/30 = 29,83 с^-1;

Крутящие моменты на валах

— Для ведомого вала:

Т₂ = Р₂/щ₂ = 1000/(9,5* р)=335 Н*м;

— Для ведомого вала:

Т₁ = Т₂/(u* з₁²*з₂) = 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 [у]_Н и изгибные [у]_F напряжения вычисляют по следующим формулам:

[у]_H = (у_Hlim*Z_N*Z_R*Z_V)/S_H (3.1)

Z_N =1 — коэффициент долговечности;

Z_R =1 — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

Z_V =1 — коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

S_H =1,1 — коэффициент, запаса прочности для улучшенных сталей у_Hlim =2 HBср+70 — для улучшенных сталей у_Hlim =2*290+70=650МПа

— Для шестерни:

у_Hlim =2*290+70=650 МПа

— Для колеса:

[у]_H2 = 2*240+70= 550 МПа Допускаемые напряжения изгиба зубьев.

[у]_F = у_Flim * Y_F *Y_R *Y_A / S_F (3.2)

у_Flim = 1,75НВ_ср — для улучшенных сталей

— Для шестерни:

[у]_F1 = 1,75*290= 507,5 МПа

— Для колеса:

[у]_F2 = 1,75*240=420МПа Межосевое расстояние (предварительное значение):

a_w' = k (u ± 1)³ (3.3)

a_w' = 10 (2,55+1)³= 133 мм.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

a_w = k_a(u+1)³ (3.4)

где К_а = 450 — для прямозубых колес;

К_Н — коэффициент нагрузки;

К_Н = К_HV*K_Hв*K_Hб (3.5)

Коэффициент внутренней динамики нагружения, зависящий от степени точности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей (выбирается по таблице)

K_HV = 1,15

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине:

K_Hв = 1+(K_Hв⁰— 1) K_HW (3.6)

Коэффициент:

ш_bd = 0,5 *ш_ba(u+1) (3.7)

ш_bd = 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875

К_Hв⁰ = 1,03 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы (выбирается по таблице)

K_Hв = 1+(1,03−1)*0,28=1,0084

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

К_Hб = 1+(К⁰_Hб-1) К_HW (3.8)

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

для прямозубых передач К_Hб⁰ = 1+0,06(n_cт — 5) (3.9)

Где n_cт — степень точности. Назначаем степень точности n_cт = 8

К_Hб⁰ = 1+0,06(8 — 5) = 1,18

К_Hw = 0,28 — коэффициент, учитывающий приработку зубьев, зависящий от окружной скорости (находится по таблице для зубчатого колеса с меньшей твердостью) Окружная скорость:

(3.10)

н = = 2,92

Принимаем н =3.

К_Hб = 1+(1,18 — 1)*0,28=1,0504

Таким образом, подставив полученные значения в формулу (3.5), получим:

К_Н = 1,15*1,0084*1,0504 = 1,218

Тогда межосевое расстояние:

a_w = 450*(2,55+1)³= 128,25 мм округлим до кратного пяти. Принимаем а_w = 130 мм.

Предварительные основные размеры зубчатого колеса.

Диаметр колеса:

(3.11)

мм Ширина зубчатого колеса:

b₂ =ш_ba*a_w (3.12)

b₂= 0,5*130 = 65 мм принимаем b₂ = 63 мм.

Ширина шестерни:

b_{1 =} b₂ +(4…6) = 63+4 = 67 мм.

Модуль передачи.

Максимально допустимое значение модуля

m_max ? (3.13)

m_max ?

Минимально допустимое значение модуля

m_min = (3.14)

Коэффициент нагрузки для расчетов на изгибную прочность

K_F = K_FV*K_Fв*K_Fб (3.15)

Где

K_FV = 1,03 — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

K_Fв = 0,18+0,82+1,03=1,0246 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

K_Fб = K⁰_Hб = 1,18 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_F = 1,3*1,0246*1,78 = 2,37

m_min =

В первом приближении принимаем значение модуля m = 3

Суммарное число зубьев.

(3.16)

в_min = 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 = Z_s — Z₁ (3.18)

Z₂ = 65 — 18 = 47 зубьев Фактическое передаточное число.

(3.19)

Погрешность:

Дu =? 3% (3.20)

Дu =

Диаметры колес делительные.

— диаметр шестерни:

d₁ = Z₁ / cosв (3.21)

d₁= 18*4/1= 72 мм

— диаметр колеса:

d₂ = 2a_w — d₁ (3.22)

d₂= 2*130−72=188 мм

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес.

— Для шестерни:

d_a1 = d₁ + 2*(1 + x₁ -y)*m (3.23)

d_a1 = 72 + 2*(1 + 0 — 0)*4=80 мм

d_f1 = d₁ — 2 *(1,25 — x₁)m (3.24)

d_f1 = 72 — 2*(1,25 — 0)*4=62 мм

— Для зубчатого колеса:

d_{a2 =} d₂+2*(1+x₂-y)*m = 188+2*(1+0−0)*4=196 мм

d_{f2 =} d₂-2*(1,25-x₂)*m = 188−2*(1,25−0)*4= 178 мм где

y = - (a_w — 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 у_{H =}[у]_H (3.25)

у_H = = 522<591 мПа Погрешность

?у_H = (3.26)

?у_H

Силы в зацеплении.

— окружная

F_t = (2*3¹⁰*T₁)/d₁ (3.27)

F_t =

радиальная

F_r = F_t*tgб/cosв (3.28)

F_r = = 3986*0,364 = 1451H

осевая

F_a=F_t * tgв (3.29)

F_a = 3986*0 = 0 H

Проверка зубьев колес по направлениям изгиба.

Расчетное значение изгиба в зубьях колеса:

у_F2 = (3.30)

у_F2=

Расчетное значение изгиба в зубьях шестерни:

у_F1 = у_F2 Y_FS2 [у]_F1 (3.31)

у_F1 = = 85,1 <194 мПа

Ориентировочный расчет валов

Определение диаметров валов.

d_вi = ?(5ч8) (4.1)

d_в1 = (5ч8) 7*=35,9 мм Принимаем d_в1 = 35 мм

d_в2 = (5ч8) 6,5* = 45,1 мм Принимаем d_в2 = 45 мм Диаметры валов под подшипники.

d_п1 = d_в1+(4ч6)=35+5=40 мм

d_п2 = d_в2+(4ч6)= 45+5=50 мм Диаметры валов под колесо.

d_к1 = d_п1+(4ч6)=40+50=45 мм

d_к2 = d_п2 +(4ч6)= 50+5=55 мм Расстояние от вершины зуба до внутренней стенки редуктора.

a?+3, мм (4.2)

L = a_w + 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.

УМ (А)=0

*0+F_r* l -* l= 0

H

УM (B)=0

— F_r*(l - l₁)=0

H

Проверка Уx = 0

RF_r+ R= 0

725,5 — 1451 + 725,5 = 0

Найдем поперечную силу Q:

I участок 0? Z_I? l₁

Q_I = R=725,5 H

Найдем изгибающий момент М_и

М_иI = +R* Z_I

При Z_I = 0; M_иI = 0

При Z_I = l₁; M_иII = R*l₁ = 725,5*53,5 = 38 814 Н*м;

Для ведущего вала:

При Z_I = 0; M_иI = 0

При Z_I = l₁; M_иI = R*l₁ = 725,5*50,5,5 = 36 637,7 Н*м;

II участок l₁?Z_II ?l

Q_II = +RF_r = 725,5 — 1451 = -725,5 H

M_ИII = + R*l₁ — F_r(l₁ - l₁) = 38 814 H*м = M_ИI

Для ведущего вала:

M_ИII = + R*l₁ — F_r(l₁ - l₁) = 36 637,7 H*м = M_ИI

УM (A^a) = 0

— R*0+F_a*l₁-R*l = 0

т.к. передача прямозубая, то F_a = 0, следовательно, R= R = 0

Н

Н

участок 0? Z_I? l₁

Q_I = R= 1993 H

М_иI = R* Z_I

При Z = 0; М_иI = 0

При Z = l; М_иI = R* l₁ = 1993*5,5 = 106 625,5 H*м Для ведущего вала:

При Z = 0; М_иI = 0

При Z = l; М_иI = R* l₁ = 1993*50,5 = 100 646,5 H*м

II участок l₁?Z_II ?l

Q_II = R* l₁ = 1993 — 3986 = -1993 Н М_иII = R* l₁ — F_t*(l₁ - l₁) = 1993*53,5 = 106 625,5 H*м Для ведущего вала:

М_иII = R* l₁ — F_t*(l₁ - l₁) = 1993*50,5 = 100 646,5 H*м

R_A = R_B = 2120,9 H

Проверка подшипников

Ресурс подшипника.

(5.1)

F_E = (V*x*F_r*Y*F_a) *k_у*k_T (5.2)

F_a = 0;

F_r = R_A = R_B;

V = 1 — коэффициент вращения;

k_у = (1,3…1,5) — коэффициент динамической нагрузки;

k_T = 1 — температурный коэффициент;

Р = 3 для шариковых подшипников.

F_E = (1*1*2120,9+0*0)*1,4*1 = 2969 H

часов? L_h

часов? L_h

Срок службы привода:

L_h = 10*249*8=19 920 часов Для ведущего вала задаемся подшипниками средней серии 308.

часов? L_h

Принимаем для ведущего вала подшипники 308.

Принимаем для ведомого вала подшипники 210.

Подбор и расчет шпонок

Подбор шпонок.

Для ведущего вала по ГОСТ 23 360–78 принимаем шпонку

b = 14; h 9 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)

[ф]_ср = 80…100мПа

— для ведущего вала:

— для ведомого вала:

Расчет на смятие.

(6.3)

(6.4)

[у]_см; = 280…320 МПа

— для ведущего вала:

— для ведомого вала:

Выбор муфты

По диаметру вала d_в1=35 мм принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую (по ГОСТ 21 424–75)

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 н=2,92 м/с; у_H=522 МПа µ = 28 мм²/с.

Выбираем масло И-Г-А-32 ГОСТ 20 799–88, кинематическая вязкость которого µ = 29…35 мм²/с при 40 ⁰С.

Уровень погружения колеса:

Для быстроходной передачи h_М = 10…0,25*d₂ = 10…0,25*188 = 10…47 мм.

Принимаем h_М = 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.