Міністерство освіти і науки Російської Федерації
Федеральне агентство з освіти
Державна освітня установа вищої професійної освіти
Східно-Сибірський Державний Технологічний Університет
Кафедра «Деталі машин»
Привід конвеєра
Пояснювальна записка до курсового проекту
(С.2403.02.101.14.0000.ПЗ)
Розробив: студент
групи Д-1 АіАХ 08
Іванов С.А.
Результат захисту
м. Улан-Уде
2010
Зміст
Введення
Вибір електродвигуна
Кінематичний розрахунок
Розрахунок циліндричної передачі
Орієнтовний розрахунок валів
Перевірка підшипників
Підбір і розрахунок шпонок
Вибір муфти
Спосіб мастила і підбір мастильного матеріалу
Список використаних джерел
Введення
Даний курсовий проект включає в себе розрахунково-пояснювальну записку з основними необхідними розрахунками одноступінчатого редуктора з циліндричною прямозубой зубчастою передачею і графічну частину.
Цілями даного курсового проекту є:
1 Вивчення теоретичного матеріалу та закріплення отриманих знань;
2 Самостійне застосування знань до вирішення конкретної інженерної задачі по розрахунку механізму;
3 Освоєння необхідних розрахунково-графічних навичок та ознайомлення з порядком виконання початкових етапів проектування елементів машин.
Технічне завдання
потужність на вихідному валу Р 2 = 10,0 кВт;
кутова швидкість вихідного валу ω 2 = 9,5 * π рад / с;
термін служби приводу L = 10 років;
коефіцієнт ширини ψ ba = 0.5
частота обертання n 1 = 727 об / хв.
Малюнок 1 - кінематична схема приводу.
Уявити розрахунково-пояснювальну записку з розрахунком приводу.
Виконати:
складальне креслення редуктора;
робочі креслення деталей редуктора.
Вибір електродвигуна
Для вибору електродвигуна визначають його необхідну потужність і частоту обертання.
Необхідна потужність електродвигуна
Р е.тр = Р 2 / (η 2 січня * η 2 * η 3), Вт (1.1)
Де:
η 1 = 0,98 - ККД муфти
η 2 = 0,98 - ККД циліндричної передачі закритої;
η 3 = 0,99 - ККД підшипників.
Р е.тр = 10 / (0,99 2 * 0,97 * 0,99) = 10,63 кВт.
Визначаємо діапазон частот обертання валу електродвигуна:
n едв = n 2 * U ред - необхідна частота обертання вала електродвигуна:
де n 2 = 30 * ω 2 / π = 30 * 9,5 * π / π = 285 хв -1 - частота обертання вихідного валу редуктора;
U ред = 2,4 ... 6,3 - рекомендоване значення передавального числа циліндричного редуктора;
При U ред = 2,5; n едв = 285 * 2,5 = 712 хв -1;
При U ред = 6,3; n едв = 285 * 6,3 = 1795,5 хв -1;
Вибираємо двигун АІР160 S 6, n едв = 970мін -1; Р едв = 11кВт.
Кінематичний розрахунок
Загальне передавальне число
u = n едв / n 2 = 970 / 285 = 3,4
Частота обертання і кутова швидкість валів
- Для ведучого вала:
n 1 = n едв = 970 хв -1,
ω 1 = π * n 1 / 30 = π * 970/30 = 101,52 с -1;
- Для веденого вала:
n 2 = n 1 / U ред = 970 / 3,4 = 285 хв -1,
ω 2 = π * n 2 / 30 = π * 285/30 = 29,83 с -1;
Крутний момент на валах
- Для веденого вала:
Т 2 = Р 2 / ω 2 = 1000 / (9,5 * π) = 335 Н * м;
- Для веденого вала:
Т 1 = Т 2 / (u * η 1 лютим * η 2) = 335 / (3,4 * 0,995 2 * 0,98) = 103,78 Н * м.
3. Розрахунок циліндричної передачі
Для циліндричної передачі призначаємо косозубиє колеса.
Матеріал для виготовлення:
шестерні - сталь 40Х, термообробка - покращення, твердість НВ = 269 ... 302. Приймемо НВ 1 = 290
колеса - сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ = 235 ... 262. Приймемо НВ 2 = 240.
Допустимі напруги
Допустимі контактні [σ] Н і згинні [σ] F напруги обчислюють за такими формулами:
[Σ] H = (σ Hlim * Z N * Z R * Z V) / S H (3.1)
Z N = 1 - коефіцієнт довговічності;
Z R = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості;
Z V = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості;
S H = 1,1 - коефіцієнт, запасу міцності для покращених сталей
σ Hlim = 2 HB ср +70 - для покращених сталей
σ Hlim = 2 * 290 +70 = 650МПа
- Для шестерні:
σ Hlim = 2 * 290 +70 = 650 МПа
- Для колеса:
[Σ] H 2 = 2 * 240 +70 = 550 МПа
Допустимі напруги вигину зубів.
[Σ] F = σ Flim * Y F * Y R * Y A / S F (3.2)
σ Flim = 1,75 НВ ср - для покращених сталей
- Для шестерні:
[Σ] F 1 = 1,75 * 290 = 507,5 МПа
- Для колеса:
[Σ] F 2 = 1,75 * 240 = 420МПа
Міжосьова відстань (попереднє значення):
a w '= k (u ± 1) 3 (3.3)
a w '= 10 (2,55 +1) 3 = 133 мм.
Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані:
a w = k a (u +1) 3 (3.4)
де
К а = 450 - для прямозубих коліс;
До Н - коефіцієнт навантаження;
До Н = К HV * K Hβ * K Hα (3.5)
Коефіцієнт внутрішньої динаміки навантаження, що залежить від ступеня точності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь (вибирається по таблиці)
K HV = 1,15
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині:
K Hβ = 1 + (K Hβ 0 - 1) K HW (3.6)
Коефіцієнт:
ψ bd = 0,5 * Ψ ba (u +1) (3.7)
ψ bd = 0,5 * 0,5 (2,55 +1) = 0,8875
До Hβ 0 = 1,03 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи (вибирається по таблиці)
K Hβ = 1 + (1,03-1) * 0,28 = 1,0084
Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами:
До Hα = 1 + (К 0 Hα -1) До HW (3.8)
Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами у початковий період роботи:
для прямозубих передач
До Hα 0 = 1 +0,06 (n c т - 5) (3.9)
Де n c т - ступінь точності. Призначаємо ступінь точності n c т = 8
До Hα 0 = 1 +0,06 (8 - 5) = 1,18
До Hw = 0,28 - коефіцієнт, що враховує приработку зубів, що залежить від окружної швидкості (знаходиться за таблицею для зубчастого колеса з меншою твердістю)
Окружна швидкість:
(3.10)
ν = = 2,92
Приймаються ν = 3.
До Hα = 1 + (1,18 - 1) * 0,28 = 1,0504
Таким чином, підставивши отримані значення у формулу (3.5), отримаємо:
До Н = 1,15 * 1,0084 * 1,0504 = 1,218
Тоді міжосьова відстань:
a w = 450 * (2,55 +1) 3 = 128,25 мм
округлимо до кратного п'яти. Приймаються а w = 130 мм.
Попередні основні розміри зубчастого колеса.
Діаметр колеса:
(3.11)
мм
Ширина зубчастого колеса:
b 2 = ψ ba * a w (3.12)
b 2 = 0,5 * 130 = 65 мм
приймаємо b 2 = 63 мм.
Ширина шестерні:
b 1 = b 2 + (4 ... 6) = 63 +4 = 67 мм.
Модуль передачі.
Максимально допустиме значення модуля
m max ≈ (3.13)
m max ≈
Мінімально допустиме значення модуля
m min = (3.14)
Коефіцієнт навантаження для розрахунків на згинальну міцність
K F = K FV * K Fβ * K Fα (3.15)
Де
K FV = 1,03 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку вантаження;
K Fβ = 0,18 +0,82 +1,03 = 1,0246 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця;
K Fα = K 0 Hα = 1,18 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.
K F = 1,3 * 1,0246 * 1,78 = 2,37
m min =
У першому наближенні приймаємо значення модуля m = 3
Сумарне число зубів.
(3.16)
β min = 0
зубів
Кількість зубів шестерні.
(3.17)
зубів
Кількість зубів шестерні Z 1 повинно бути в межах 17 ≤ Z 1 ≤ 25, тому змінюємо модуль передачі m.
Приймаються m = 4 у другому наближенні.
Сумарне число зубів
зубів
Кількість зубів шестірні:
зубів, 17 ˂ 18 ˂ 25
Кількість зубів зубчастого колеса:
Z 2 = Z s - Z 1 (3.18)
Z 2 = 65 - 18 = 47 зубів
Фактичне передавальне число.
(3.19)
Похибка:
Δ u = ≤ 3% (3.20)
Δ u =
Діаметри коліс ділильні.
- Діаметр шестірні:
d 1 = Z 1 / cosβ (3.21)
d 1 = 18 * 4 / 1 = 72 мм
- Діаметр колеса:
d 2 = 2 a w - D 1 (3.22)
d 2 = 2 * 130-72 = 188 мм
Діаметри d a і d f кіл вершин і западин зубів коліс.
- Для шестерні:
d a 1 = d 1 + 2 * (1 + x 1 - y) * m (3.23)
d a1 = 72 + 2 * (1 + 0 - 0) * 4 = 80 мм
d f1 = d 1 - 2 * (1,25 - x 1) m (3.24)
d f1 = 72 - 2 * (1,25 - 0) * 4 = 62 мм
- Для зубчастого колеса:
d a 2 = d 2 +2 * (1 + x 2 - y) * m = 188 +2 * (1 +0-0) * 4 = 196 мм
d f 2 = d 2 -2 * (1,25 - x 2) * m = 188-2 * (1,25-0) * 4 = 178 мм
де
y = - (a w - A) / m = - (130 - 130) / 4 = 0 - коефіцієнт сприйманого зміщення
a = 0,5 * m * (Z 2 + Z 1) = 0,5 * 4 * (47 + 18) = 130 - Ділильний міжосьова відстань, мм
x 1 = 0-коефіцієнт зміщення шестерні;
x 2 = - x 1 = 0 - коефіцієнт зміщення зубчастого колеса.
Перевірка зубів коліс по контактним напруженням.
Розрахункове значення
σ H = [Σ] H (3.25)
σ H = = 522 <591 мПа
Похибка
Δ σ H = (3.26)
Δ σ H
Сили в зачепленні.
- Окружна
F t = (2 * 3 10 * T 1) / d 1 (3.27)
F t =
радіальна
F r = F t * tgα / cosβ (3.28)
F r = = 3986 * 0,364 = 1451 H
осьова
F a = F t * tgβ (3.29)
F a = 3986 * 0 = 0 H
Перевірка зубів коліс за напрямками вигину.
Розрахункове значення вигину в зубах колеса:
σ F 2 = (3.30)
σ F 2 =
Розрахункове значення вигину в зубах шестерні:
σ F 1 = σ F 2 Y FS 2 [Σ] F 1 (3.31)
σ F 1 = = 85,1 <194 мПа
Орієнтовний розрахунок валів
Визначення діаметрів валів.
d в i = ≥ (5 ÷ 8) (4.1)
d в1 = (5 ÷ 8) 7 * = 35,9 мм
Приймаються d в1 = 35мм
d в2 = (5 ÷ 8) 6,5 * = 45,1 мм
Приймаються d в2 = 45 мм
Діаметри валів під підшипники.
d п1 = d в1 + (4 ÷ 6) = 35 +5 = 40 мм
d п2 = d в2 + (4 ÷ 6) = 45 +5 = 50 мм
Діаметри валів під колесо.
d к1 = d п1 + (4 ÷ 6) = 40 +50 = 45 мм
d к2 = d п2 + (4 ÷ 6) = 50 +5 = 55 мм
Відстань від вершини зуба до внутрішньої стінки редуктора.
a ≥ +3, Мм (4.2)
L = a w + мм
a = +3 = 9,4 мм
Приймаються а = 10 мм
Розрахунок валів на вигин.
Задаємося підшипниками легкої серії:
- Для ведучого валу 208;
- Для відомого валу 210.
Σ М (А) = 0
* 0 + F r * l - * L = 0
H
ΣM (B) = 0
-F r * (l - l 1) = 0
H
Перевірка
Σ x = 0
R - F r + R = 0
725,5 - 1451 + 725,5 = 0
Знайдемо поперечну силу Q:
I ділянка 0 ≤ Z I ≤ l 1
Q I = R = 725,5 H
Знайдемо згинальний момент М і
М і I = + R * Z I
При Z I = 0; M і I = 0
При Z I = l 1; M і II = R * L 1 = 725,5 * 53,5 = 38814 Н * м;
Для ведучого вала:
При Z I = 0; M і I = 0
При Z I = l 1; M і I = R * L 1 = 725,5 * 50,5,5 = 36637,7 Н * м;
II ділянка l 1 ≤ Z II ≤ l
Q II = + R - F r = 725,5 - 1451 = -725,5 H
M І II = + R * L 1 - F r (l 1 - l 1) = 38814 H * м = M І I
Для ведучого вала:
M І II = + R * L 1 - F r (l 1 - l 1) = 36637,7 H * м = M І I
Σ M (A a) = 0
-R * 0 + F a * l 1-R * L = 0
тому що передача прямозубих, то F a = 0, отже, R = R = 0
Н
Н
ділянка 0 ≤ Z I ≤ l 1
Q I = R = 1993 H
М і I = R * Z I
При Z = 0; М і I = 0
При Z = l; М і I = R * L 1 = 1993 * 5,5 = 106625,5 H * м
Для ведучого вала:
При Z = 0; М і I = 0
При Z = l; М і I = R * L 1 = 1993 * 50,5 = 100646,5 H * м
II ділянка l 1 ≤ Z II ≤ l
Q II = R * L 1 = 1993 - 3986 = -1993 Н
М і II = R * L 1 - F t * (l 1 - l 1) = 1993 * 53,5 = 106625,5 H * м
Для ведучого вала:
М і II = R * L 1 - F t * (l 1 - l 1) = 1993 * 50,5 = 100646,5 H * м
R A = R B = 2120,9 H
Перевірка підшипників
Ресурс підшипника.
(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 - коефіцієнт обертання;
k σ = (1,3 ... .1,5) - коефіцієнт динамічного навантаження;
k T = 1 - температурний коефіцієнт;
Р = 3 для кулькових підшипників.
F E = (1 * 1 * 2120,9 +0 * 0) * 1,4 * 1 = 2969 H
годин ˂ L h
годин ˃ L h
Термін служби приводу:
L h = 10 * 249 * 8 = 19920 годин
Для ведучого вала задаємося підшипниками середньої серії 308.
годин ˃ L h
Приймаємо для ведучого валу підшипники 308.
Приймаємо для веденого вала підшипники 210.
Підбір і розрахунок шпонок
Підбір шпонок.
Для ведучого вала за ГОСТ 23360-78 приймаємо шпонку
b = 14; h 9 мм; l = b 2 - (3 ... 5) = 56 мм; l p = L - b = 56 - 14 = 42 мм; t 1 = 5,5 мм; t 2 = 3,8 мм.
Для веденого вала приймаємо шпонку.
b = 16; h = 10; l = 50 мм; l p = 50 - 16 = 34 мм; t 1 = 6 мм; t 2 = 4,3 мм.
Розрахунок на зріз.
(6.1)
(6.2)
[Τ] ср = 80 ... .100 мПа
- Для ведучого валу:
- Для відомого валу:
Розрахунок на зминання.
(6.3)
(6.4)
[Σ] см; = 280 ... .320 МПа
- Для ведучого валу:
- Для відомого валу:
Вибір муфти
По діаметру вала d в1 = 35 мм приймаємо муфту пружну втулочно-пальцеву (за ГОСТ 21424-75)
D = 140 мм.
L = 165 мм.
l = 80 мм.
Спосіб мастила і підбір мастильного матеріалу
Застосовуємо картерів систему змащення, тому що окружні швидкості коліс не перевищують 12,5 м / с.
У корпус редуктора заливаємо олію так, щоб вінець колеса був у нього занурений.
Необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс.
Рекомендована кінематична в'язкість: для зубчастої передачі при ν = 2,92 м / с; σ H = 522 МПа μ = 28 мм 2 / с.
Вибираємо масло І-Г-А-32 ГОСТ 20799-88, кінематична в'язкість якого μ = 29 ... 35 мм 2 / с при 40 0 С.
Рівень занурення колеса:
Для швидкохідної передачі h М = 10 ... 0,25 * d 2 = 10 ... 0,25 * 188 = 10 ... 47 мм.
Приймаються h М = 21 мм.
Визначаємо обсяг масляної ванни редуктора.
Форму масляної ванни приймаємо як паралелепіпед
V = L * B * H,
де L = 3,07 дм - внутрішня довжина корпусу;
У = 0,84 дм - внутрішня ширина корпусу;
Н = 0,61 дм - глибина масляної ванни.
V = 3,07 * 0,84 * 0,61 = 1,6 л.
Список використаних джерел
Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для студ. техн. спец. вузів. - 8-е изд., Перераб. і доп. - М.: Видавничий центр «Академія», 2003-496 с.
Ряховський О.А., Іванов С.С. Довідник з муфтам. - Л.: Політехніка, 1991 - 384 с., Іл.
Решетов Д.Н. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних і механічних спеціальностей вузів. - 4-е вид., Перераб. і доп. - М: Машинобудування, 1989 - 496с., Іл.
Ануров В.І. Довідник конструктора - машинобудівника: у 3-х т. Т.2 .- 9-е вид.: Перераб. і доп. / під ред. І. М. Жесткова. М.: Машинобудування, 2006 - 712 с.