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 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.тр =Р2 /(η1 2 *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. 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 = 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 = (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 *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+(KHβ 0 - 1)KHW (3.6) Коэффициент: ψbd = 0,5*ψba (u+1) (3.7) ψbd = 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875 КHβ 0 = 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+(К0 Hα -1) КHW (3.8) Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы: для прямозубых передач КHα 0 = 1+0,06(nc т - 5) (3.9) Где nc т – степень точности. Назначаем степень точности nc т = 8 КHα 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. 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) 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 = K0 Hα = 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 ≤ ZI ≤ l 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 ≤ ZI ≤ l 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.