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
мощность на выходном валу Р2=10,0 кВт;
угловая скорость выходного вала ω2=9,5*π рад/с;
срок службы привода L=10 лет;
коэффициент ширины ψba=0.5
частота вращения n1=727 об/мин.
Рисунок 1 – кинематическая схема привода.
Представить расчетно-пояснительную записку с расчетом привода.
Выполнить:
сборочный чертеж редуктора;
рабочие чертежи деталей редуктора.
Выбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.
Требуемая мощность электродвигателя
Рэ.тр=Р2/(η12*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.
Кинематический расчет
Общее передаточное число
u=nэдв/n2=970/285=3,4
Частота вращения и угловая скорость валов
- Для ведущего вала:
n1 = nэдв = 970 мин-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* η12*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:
шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ = 269…302. Примем НВ1 = 290
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]H2 = 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]F1 = 1,75*290= 507,5 МПа
- Для колеса:
[σ]F2 = 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+(KHβ0- 1)KHW (3.6)
Коэффициент:
ψbd = 0,5 *ψba(u+1) (3.7)
ψbd = 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875
КHβ0 = 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+(К0Hα-1) КHW (3.8)
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:
для прямозубых передач
КHα0 = 1+0,06(ncт - 5) (3.9)
Где ncт – степень точности. Назначаем степень точности ncт = 8
КHα0 = 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 = K0Hα = 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:
Δu = 
≤ 3 % (3.20)
Δu =
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:
da1 = 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:
da2 = d2+2*(1+x2-y)*m = 188+2*(1+0-0)*4=196 мм
df2 = 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:
σF2 = 
(3.30)
σF2=
Расчетное значение изгиба в зубьях шестерни:
σF1 = σF2 YFS2 
[σ]F1 (3.31)
σF1 = 
= 85,1 <194 мПа
Ориентировочный расчет валов
Определение диаметров валов.
dвi = ≥(5ч8) 
(4.1)
dв1 = (5ч8) 
7*
=35,9 мм
Принимаем dв1 = 35мм
dв2 = (5ч8) 
6,5* 
= 45,1 мм
Принимаем dв2 = 45 мм
Диаметры валов под подшипники.
dп1 = dв1+(4ч6)=35+5=40 мм
dп2 = dв2+(4ч6)= 45+5=50 мм
Диаметры валов под колесо.
dк1 = dп1+(4ч6)=40+50=45 мм
dк2 = dп2 +(4ч6)= 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 ≤ l1
QI = R=725,5 H
Найдем изгибающий момент Ми
МиI = +R* ZI
При ZI = 0; MиI = 0
При ZI = l1; MиII = R*l1 = 725,5*53,5 = 38814 Н*м;
Для ведущего вала:
При ZI = 0; MиI = 0
При ZI = l1; MиI = R*l1 = 725,5*50,5,5 = 36637,7 Н*м;
II участок l1≤ZII ≤l
QII = +R- Fr = 725,5 – 1451 = -725,5 H
MИII = + R*l1 – Fr(l1 – l1) = 38814 H*м = MИI
Для ведущего вала:
MИII = + R*l1 – Fr(l1 – l1) = 36637,7 H*м = MИI
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 ≤ l1
QI = R
= 1993 H
МиI = R* ZI
При Z = 0; МиI = 0
При Z = l; МиI = R* l1 = 1993*5,5 = 106625,5 H*м
Для ведущего вала:
При Z = 0; МиI = 0
При Z = l; МиI = R* l1 = 1993*50,5 = 100646,5 H*м
II участок l1≤ZII ≤l
QII = R* l1 = 1993 - 3986 = -1993 Н
МиII = R* l1 - Ft*(l1 – l1) = 1993*53,5 = 106625,5 H*м
Для ведущего вала:
МиII = R* l1 - Ft*(l1 – l1) = 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; h 9 мм; l = b2 – (3…5) = 56 мм; lp = 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; lp= 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 0С.
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
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.
Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991 – 384 с., ил.
Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М: Машиностроение, 1989 – 496с., ил.
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.