Привод конвейера - курсовая работа

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 ψ_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 /(η₁ ² *η_2* η₃ ) , Вт (1.1)

Где:

η₁ =0,98 – КПД муфты

η₂ =0,98 – КПД цилиндрической передачи закрытой;

η₃ =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*ω₂ /π=30*9,5* π/ π=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 = 970мин^-1 ,

ω₁ = π* n₁ /30 = π*970/30 = 101,52 с^-1 ;

- Для ведомого вала:

n₂ = n₁ /U_ред = 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 = (σ_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

σ_Hlim =2 HBср+70 – для улучшенных сталей

σ_Hlim =2*290+70=650МПа

- Для шестерни:

σ_Hlim =2*290+70=650 МПа

- Для колеса:

[σ]_{H 2} = 2*240+70= 550 МПа

Допускаемые напряжения изгиба зубьев.

[σ]_F = σ_Flim * Y_F *Y_R *Y_A / S_F (3.2)

σ_Flim = 1,75НВ_ср – 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):

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_Hβ *K_Hα (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_Hβ = 1+(K_Hβ ⁰ - 1)K_HW (3.6)

Коэффициент:

ψ_bd = 0,5*ψ_ba (u+1) (3.7)

ψ_bd = 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875

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

K_Hβ = 1+(1,03-1)*0,28=1,0084

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

К_Hα = 1+(К⁰ _Hα -1) К_HW (3.8)

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

для прямозубых передач

К_Hα ⁰ = 1+0,06(n_{c т} - 5) (3.9)

Где n_{c т} – степень точности. Назначаем степень точности n_{c т} = 8

К_Hα ⁰ = 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)

ν = = 2,92

Принимаем ν =3.

К_Hα = 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 =ψ_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_Fβ *K_Fα (3.15)

Где

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

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

K_Fα = K⁰ _Hα = 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)

β_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:

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 = 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_{a 1} = 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_{a 2 =} d₂ +2*(1+x₂ -y)*m = 188+2*(1+0-0)*4=196 мм

d_{f 2 =} 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

σ_{H =} [σ]_H (3.25)

σ_H = = 522<591 мПа

Погрешность

∆σ_H = (3.26)

∆σ_H

Силы в зацеплении.

- окружная

F_t = (2*3¹⁰ *T₁ )/d₁ (3.27)

F_t =

радиальная

F_r = F_t *tgα/cosβ (3.28)

F_r = = 3986*0,364 = 1451H

осевая

F_a =F_t * tgβ (3.29)

F_a = 3986*0 = 0 H

Проверка зубьев колес по направлениям изгиба.

Расчетное значение изгиба в зубьях колеса:

σ_{F 2} = (3.30)

σ_{F 2} =

Расчетное значение изгиба в зубьях шестерни:

σ_{F 1} = σ_{F 2} Y_{FS 2} [σ]_{F 1} (3.31)

σ_{F 1} = = 85,1 <194 мПа

Ориентировочный расчет валов

Определение диаметров валов.

d_{в i} = ≥(5÷8) (4.1)

d_в1 = (5÷8) 7* =35,9 мм

Принимаем d_в1 = 35мм

d_в2 = (5÷8) 6,5* = 45,1 мм

Принимаем d_в2 = 45 мм

Диаметры валов под подшипники.

d_п1 = d_в1 +(4÷6)=35+5=40 мм

d_п2 = d_в2 +(4÷6)= 45+5=50 мм

Диаметры валов под колесо.

d_к1 = d_п1 +(4÷6)=40+50=45 мм

d_к2 = d_п2 +(4÷6)= 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.

ΣМ(А)=0

*0+F_r * l – * l = 0

H

ΣM(B)=0

-F_r* ( l - l₁ )=0

H

Проверка

Σx = 0

R - F_r + R = 0

725,5 – 1451 + 725,5 = 0

Найдем поперечную силу Q:

I участок 0 ≤ Z_I ≤ l ₁

Q_I = R =725,5 H

Найдем изгибающий момент М_и

М_{и I} = +R * Z_I

При Z_I = 0; M_{и I} = 0

При Z_I = l ₁ ;M_{и II} = R *l ₁ = 725,5*53,5 = 38814 Н*м;

Для ведущего вала:

При Z_I = 0; M_{и I} = 0

При Z_I = l ₁ ;M_{и I} = R *l ₁ = 725,5*50,5,5 = 36637,7 Н*м;

II участок l ₁ ≤ Z_II ≤ l

Q_II = +R - F_r = 725,5 – 1451 = -725,5 H

M_{И II} = + R *l ₁ – F_r (l ₁ – l ₁ ) = 38814 H*м = M_{И I}

Для ведущего вала:

M_{И II} = + R *l ₁ – F_r (l ₁ – l ₁ ) = 36637,7 H*м = M_{И I}

ΣM(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 ≤ l ₁

Q_I = R = 1993 H

М_{и I} = R * Z_I

При Z = 0; М_{и I} = 0

При Z = l ; М_{и I} = R * l ₁ = 1993*5,5 = 106625,5 H*м

Для ведущего вала:

При Z = 0; М_{и I} = 0

При Z = l ; М_{и I} = R * l ₁ = 1993*50,5 = 100646,5 H*м

II участок l ₁ ≤ Z_II ≤ l

Q_II = R * l ₁ = 1993 - 3986 = -1993 Н

М_{и II} = R * l ₁ - F_t *(l ₁ – l ₁ ) = 1993*53,5 = 106625,5 H*м

Для ведущего вала:

М_{и II} = R * l ₁ - F_t *(l ₁ – l ₁ ) = 1993*50,5 = 100646,5 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_σ *k_T (5.2)

F_a = 0;

F_r = R_A = R_B ;

V = 1 - коэффициент вращения;

k_σ = (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=19920 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 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 d_в1 =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; σ_H =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 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.