СамГУПС
Кафедра «Деталі машин»
Розрахунково-пояснювальна записка до курсової роботи
Зміст
Завдання на проектування
1 Короткий опис структури і принцип роботи механізму
2 Вибір електродвигуна
3 Кінематичний розрахунок
3.1 Визначення передатного відношення і роздроблення його по щаблях
3.2 Визначення окружних і кутових швидкостей зубчастих коліс
4 Визначення крутних моментів на валах з урахуванням ККД.
5 Попередній розрахунок валів по переданим моментів
6 Розрахунок тихохідної щаблі
6.1 Вибір матеріалу і термообробки зубчастих коліс
6.2 Визначення допустимих напружень: контактних і згинальних
6.3 Геометричний розрахунок зубчастої передачі
6.4 Розрахунок дійсних контактних і згинальних напружень і порівняння їх з допустимими
7 Розрахунок відхилень від геометричної форми робочого креслення зубчастого колеса
Список використаної літератури
Завдання на проектування
Завдання 10
Варіант 8
Розрахувати колеса тихохідної щаблі приводу стрічкового конвеєра.
Вихідні дані:
Потужність на приводному барабані Р 3, кВт: 2,2.
Кутова швидкість ω 3, рад / с: 4,2.
Ресурс t Σ, ч: 20000.
1 Короткий опис структури і принцип роботи механізму
Проектований привід призначений для передачі обертального руху від електродвигуна до приводного валу стрічкового конвеєра. До складу даного приводу входять:
Електродвигун.
Муфта.
Редуктор двоступінчастий співвісний.
Муфта.
Приводний вал конвеєра.
Розглянемо більш детально складові частини приводу. Обертальний рух від електродвигуна через муфту передається на швидкохідний вал редуктора. Крім передачі обертального руху муфта також компенсує неспіввісність валу двигуна і швидкохідного валу редуктора. Як електродвигуна широке застосування отримали асинхронні двигуни. У цих двигунах значна зміна навантаження викликає несуттєве зміна частоти обертання ротора.
Двоступінчастий співвісний редуктор передає обертальний рух від двигуна до приводного валу, при цьому змінюючи кутову швидкість і крутний момент за величиною.
Ще одна муфта передає обертальний рух від тихохідного вала редуктора до приводного валу стрічкового конвеєра. Крім передачі обертального руху муфта також компенсує неспіввісність тихохідного вала редуктора і приводного валу конвеєра.
2 Вибір електродвигуна
Розрахунок ведемо по [1].
Необхідна потужність двигуна:
Р е потр = Р 3 / η заг, де:
η заг = η ред · η м 2 · η п - загальний ККД приводу.
η ред - ККД редуктора.
η ред = η ЦП 2 · η п 3
По таблиці 1.1 з [1]:
η ЦП = 0,96 ... 0,98; приймаємо η ЦП = 0,97 - ККД закритою циліндричної передачі;
η п = 0,99 - ККД пари підшипників кочення.
η м = 0,98 - ККД муфти.
η ред = 0,97 2 · 0,99 3 = 0,91
η заг = 0,91 · 0,98 2 · 0,99 = 0,87
Р е потр = 2,2 / 0,87 = 2,53 кВт.
Частота обертання валу електродвигуна:
n е = n вих · U 1 · U 2, де:
U 1 - передавальне число першого ступеня;
U 2 - передаточне число другого ступеня.
По таблиці 1.2 з [1] приймемо рекомендовані значення передавальних чисел:
U 1 = 4;
U 2 = 3.
n вих = 30 ω 3 / π = 30 · 4,2 / 3,14 = 40,1 об / хв
n е = 40,1 · 4 · 3 = 481,2 об / хв
По таблиці 24.8 [1] вибираємо електродвигун АІР112МВ8: Р = 3 кВт; n = 709 об / хв.
3 Кінематичний розрахунок
3.1 Визначення передатного відношення і роздроблення його по щаблях
Загальне передавальне число привода:
U заг = U ред = n / N вих = 709/40, 1 = 17,68
По таблиці 1.3 [1]:
U 1 = U ред / U 2 = 17,68 / 4,63 = 3,82
U 2 = 0,9 = 1,1
= 4,63
3.2 Визначення окружних і кутових швидкостей зубчастих коліс
Частота обертання валів:
n 1 = n = 709 об / хв;
n 2 = n 1 / U 1 = 709 / 3,82 = 185,6 об / хв;
n 3 = n вих = 40,1 об / хв.
Кутові швидкості валів:
ω 1 = πn 1 / 30 = 3,14 · 709 / 30 = 74,2 рад / с;
ω 2 = πn 2 / 30 = 3,14 · 185,6 / 30 = 19,4 рад / с;
ω 3 = ω вих = 4,2 рад / с.
4 Визначення крутних моментів на валах з урахуванням ККД
Обертаючі моменти на валах:
Т вих = Р 3 / ω 3 = 2,2 · 10 3 / 4,2 = 524 Н · м;
Т 3 = Т вих / (η м · η п) = 524 / (0,98 · 0,99) = 540 Н · м;
Т 2 = Т 3 / (η ЦП · U 2) = 540 / (0,97 · 4,63) = 120,2 Н · м;
Т 1 = Т 2 / (η ЦП · U 1) = 120,2 / (0,97 · 3,82) = 32,4 Н · м.
Потужності на валах:
Р 1 = Р · η м · η п = 3 · 0,98 · 0,99 = 2,91 кВт;
Р 2 = Р 1 · η ЦП · η п = 2,91 · 0,97 · 0,99 = 2,79 кВт;
Р 3 '= Р 2 · η ЦП · η п = 2,79 · 0,97 · 0,99 = 2,68 кВт;
Р 3 = Р вих = 2,2 кВт.
5 Попередній розрахунок валів по переданим моментів
Розрахунок ведемо по ГОСТ 24266-80 і СТ СЕВ 534-77. При призначенні розмірів керуємося ГОСТ 6636-69 і рекомендаціями [1].
Як матеріал валів використовуємо сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Проектний розрахунок швидкохідного валу.
Діаметр валу:
d б ≥ (7 ... 8) = (7 ... 8)
= 22,3 ... 25,5
Швидкохідний вал з'єднується муфтою з валом електродвигуна, діаметр якого d Д = 32 мм. Значення діаметрів, що з'єднуються валів не повинні відрізнятися більш, ніж на 25%. Тому спочатку знаходять орієнтовно d M ≈ 0,75 d Д. Остаточно приймаємо діаметр посадки муфти на швидкохідний вал d б = 25 мм.
Діаметр під підшипники:
d б п ≥ d б + 2 t = 25 + 2 · 2,5 = 30 мм, де t = 2,5 з [1].
Приймаємо: d б п = 30 мм (ГОСТ 27365-87).
d бп ≥ d б п + 3 r = 30 + 3 · 2,5 = 37,5 мм; приймаємо: d бп = 38 мм.
Проектний розрахунок проміжного вала.
Діаметр валу:
d пр ≥ (6 ... 7) = (6 ... 7)
= 29,6 ... 34,5
Приймаємо: d пр = 34 мм
Діаметр під підшипники:
d б пр = d пр - 3 r = 34 - 3 · 2,5 = 26,5 мм, де r = 2,5 з [1].
Приймаємо: d б пр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).
За [1] визначаємо інші конструктивні розміри:
d бк ≥ d пр + 3 f = 34 + 3 · 1,2 = 37,6 мм; приймаємо: d бк = 38 мм.
d бп ≥ d б пр + 3 r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; приймаємо: d бп = 36 мм.
Проектний розрахунок тихохідного валу.
Діаметр валу:
d т ≥ (5 ... 6) = (5 ... 6)
= 40,6 ... 48,8
Приймаємо: d т = 42 мм
Діаметр під підшипники:
d б т ≥ d т + 2 t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, де t = 2,8 з [1].
Діаметр під підшипники приймаємо d б т = 50 мм (ГОСТ 8338-75).
d бп ≥ d б т + 3 r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; приймаємо: d бп = 60 мм.
6 Розрахунок тихохідної щаблі
6.1 Вибір матеріалу і термообробки зубчастих коліс
По таблиці 2.1 [1] вибираємо матеріали колеса і шестерні.
Матеріал коліс - сталь 45; термообробка - покращення: 235 ... 262 НВ 2;
248,5 НВ СР2; σ в = 780 МПа; σ т = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Матеріал шестерень - сталь 45; термообробка - покращення: 269 ... 302 НВ 1;
285,5 НВ СР1; σ в = 890 МПа; σ т = 650 МПа; τ = 380 МПа.
6.2 Визначення допустимих напружень: контактних і згинальних
Допустимі контактні напруги і напруги вигину для шестірні і колеса приймаємо по таблиці 2.2 [1]:
[Σ] H 1 = 1,8 HB CP 1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[Σ] H 2 = 1,8 HB CP 2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[Σ] F 1 = 1,03 HB CP 1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[Σ] F 2 = 1,03 HB CP 2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[Σ] H 1 max = 2,8 σ т = 2,8 · 650 = 1820 МПа
[Σ] H 2 max = 2,8 σ т = 2,8 · 540 = 1512 МПа
[Σ] F 1 max = 2,74 HB CP 1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[Σ] F 2 max = 2,74 HB CP 2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Для подальших розрахунків приймаємо: [σ] H = [σ] H 2 = 514 МПа.
6.3 Геометричний розрахунок зубчастої передачі
Вихідні дані: U 2 = 4,63; Т 3 = 540 Н · м; n 3 = 40,1 об / хв.
α w 2 ≥ До α (U 2 + 1) = 4950 · (4,63 + 1)
= 0,1892 м
До α = 4950 - для прямозубих передач [1].
До Н β = 1 - при постійному навантаженні [1].
ψ d = 0,5 ψ α (U 2 + 1) = 0,5 · 0,25 (4,63 + 1) = 0,70
Приймаємо: ψ α = 0,25 [1].
Т НЕ2 = До НД Т 3 - еквівалентний момент на колесі, де:
До НД = К НЕ ≤ 1
Коефіцієнт еквівалентності:
До НЕ = 0,56 (таблиця 2.4 [1])
N HG = (HB cp) 3 = 248,5 3 = 1,53 · 10 7 - базове число циклів навантаження.
До НД = 0,56 · = 0,82
Т НЕ2 = 0,82 · 540 = 443 Н · м.
Приймаються міжосьова відстань за стандартним ряду: α w 2 = 180 мм.
Попередні основні розміри колеса:
d 2 = 2 α w 2 U 2 / (U 2 + 1) = 2 · 180 · 4,63 / (4,63 + 1) = 296 мм - ділильний діаметр
b 2 = ψ α α w 2 = 0,25 · 180 = 45 мм
Модуль передачі:
m ≥ =
= 0,002 м
K m = 6,6 - для прямозубих коліс [1].
Т F Е2 = К F Д Т 3 - еквівалентний момент на колесі, де:
До F Д = К F Е ≤ 1
Коефіцієнт еквівалентності:
До F Е = 0,68 (таблиця 2.4 [1])
N FG = 4 · 10 6 - базове число циклів навантаження.
До F Д = 0,68 · = 1
Т F Е2 = 1 · 540 = 540 Н · м.
Приймаються m = 2 мм.
Сумарне число зубів:
z Σ = 2 α w 2 / m = 2 · 180 / 2 = 180
Кількість зубів шестерні і колеса:
z 1 = z Σ / (U 2 + 1) = 180 / (4,63 + 1) = 32
z 2 = z Σ - z 1 = 180 - 32 = 148
Фактичне передавальне число:
U 2ф = z 2 / z 1 = 148/32 = 4,625
Відхилення від заданого передавального числа: 0,1% <4%
Ділильні діаметри:
d 1 = m z 1 = 2 · 32 = 64 мм
d 2 = 2 α w 2 - d 1 = 2 · 180 - 64 = 296 мм
Діаметри кола вершин і западин зубів:
d a 1 = d 1 + 2 (1 + х 1 - у) m = 64 + 2 · 2 = 68 мм
d f 1 = d 1 - 2 (1,25 - х 1) m = 64 - 2,5 · 2 = 59 мм
d a 2 = d 2 + 2 (1 + х 2-у) m = 296 + 2 · 2 = 300 мм
d f 2 = d 2 - 2 (1,25 - х 2) m = 296 - 2,5 · 2 = 291 мм
x 1 = x 2 = 0; y = - (α w 2 - α) / m = - (180 - 180) / 2 = 0 - коефіцієнт сприйманого зсуву.
α = 0,5 m (z 2 + z 1) = 0,5 · 2 (148 + 32) = 180 - Ділильний міжосьова відстань
Розміри заготовок коліс:
D заг = d a 2 + 6 = 300 + 6 = 306 мм> D перед = 125 мм
З заг = 0,5 b 2 = 0,5 · 45 = 22,5 мм
S заг = 8 m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S перед = 80 мм
Замінимо матеріал колеса на сталь 40ХН, з термообробкою поліпшенням, з
D перед = 315 мм
Зусилля в зачепленні:
окружне: F t 1 = F t 2 = 2Т 3 / d 2 = 2 · 540 / 0,296 = 3649 H
радіальне: F r 1 = F r 2 = F t 1 · tgα = 3649 · tg 20 ° = 1328 H
6.4 Розрахунок дійсних контактних і згинальних напружень і порівняння їх з допустимими
Розрахункове напруження згину в зубах колеса:
σ F 2 = F t Е · К Fα · До Fβ · K FV · Y β · Y F 2 / b 2 · m ≤ [σ] F 2
в зубах шестерні:
σ F 1 = σ F 2 Y F 1 / Y F 2 ≤ [σ] F 1
До Fα = 1 - для прямозубих коліс. [1]
До Fβ = 1 - при постійному навантаженні. [1]
Окружна швидкість в зачепленні:
V = = 3,14 · 0,296 · 40,1 / 60 = 0,6 м / с
Призначимо 9 ступінь точності виготовлення зубів, табл. 2.5 [1].
K FV = 1,13 - коефіцієнт динамічного навантаження, табл. 2.7 [1].
Y β = 1 - β ° / 140 = 1
Коефіцієнт форми зуба: Y F 1 = 3,7, Y F 2 = 3,6, табл. 2.8 [1].
F t Е = К F Д F t = 3649 Н - еквівалентна окружна сила.
σ F 2 = 3649 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,045 · 0,002 = 165 МПа ≤ [σ] F 2 = 256 МПа
σ F 1 = 165 · 3,7 / 3,6 = 170 ≤ [σ] F 1 = 294 МПа
Умова виконується.
Перевірочний розрахунок зубів за контактним напрузі:
σ Н2 =
До Н = 3,2 · 10 5 - для прямозубих коліс [1]
До Н α = 1; До Н β = 1 [1]; До Н V = 1,05 табл. 2.9 [1].
σ Н2 = = 512 МПа ≤ [σ] Н = 514 МПа
Умова виконується.
7 Розрахунок відхилень від геометричної форми робочого креслення зубчастого колеса
Розрахунок ведемо по [1].
Допуск циліндричної посадкової поверхні (посадка зубчастого колеса на вал) призначають, щоб обмежити концентрацію контактних тисків.
Т ≈ 0,5 t,
де t - допуск розміру поверхні.
Поверхня Ø60 Н7. Отже, t = 30 мкм.
Т ≈ 0,5 ∙ 30 = 15 мкм.
Допуск перпендикулярності торця маточини задають, щоб створити точну базу для підшипника кочення, зменшити перекіс його кілець і спотворення геометричної форми доріжки кочення внутрішнього кільця.
Т 'на діаметрі d c т при l / d ≥ 0,7 до табл. 22.7 [1]. Ступінь точності допуску при базуванні кулькових підшипників - 8.
Т '= 25 мкм.
Допуски симетричності і паралельності шпоночно паза задають для забезпечення можливості збірки зубчастого колеса з валом і рівномірного контакту поверхонь шпонки і шпоночно паза.
Допуск паралельності шпоночно паза:
Т''≈ 0,5 t шп,
де t шп - допуск ширини шпоночно паза.
На ширину шпоночно паза найчастіше задають поле допуску JS 9.
Ширина шпоночно паза: 18 JS 9. T шп = 43 мкм.
Т''≈ 0,5 ∙ 43 = 21,5 мкм.
Допуск симетричності шпоночно паза:
Т'''≈ 2 t шп = 2 ∙ 43 = 86 мкм.
Список використаної літератури
П.Ф. Дунаєв, С. П. Льоліком - Конструювання вузлів і деталей машин, Москва, «Вища школа», 1984 р.
2. М.М. Іванов - Деталі машин, Москва, «Вища школа», 1998