регистрация / вход

Привод конвейера

Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

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.тр2 /(η1 22* 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 = Р22 = 1000/(9,5* π)=335 Н*м;

- Для ведомого вала:

Т1 = Т2 /(u* η1 22 ) = 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 *K *K (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:

K = 1+(K 0 - 1)KHW (3.6)

Коэффициент:

ψbd = 0,5*ψba (u+1) (3.7)

ψbd = 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875

К 0 = 1,03 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы (выбирается по таблице)

K = 1+(1,03-1)*0,28=1,0084

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

К = 1+(К0 -1) КHW (3.8)

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

для прямозубых передач

К 0 = 1+0,06(nc т - 5) (3.9)

Где nc т – степень точности. Назначаем степень точности nc т = 8

К 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.

К = 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 ba *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 *K *K (3.15)

Где

KFV = 1,03 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

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

K = K0 = 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 ≤ ZIl 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 ≤ ZIl 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.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий