Реферат: 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.

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 = 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* 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;

--PAGE_BREAK--

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)

    продолжение
--PAGE_BREAK--

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 dfокружностей 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 =/>

    продолжение
--PAGE_BREAK--

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 = σF2YFS2/>[σ]F1 (3.31)

σF1 = />= 85,1 <194 мПа

Ориентировочный расчет валов

Определение диаметров валов.

dвi = ≥(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≤ 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

    продолжение
--PAGE_BREAK--

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.