БАШКИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет: Пищевых технологий

Кафедра: теоретической и прикладной механики

Специальность:Машины и аппараты

Форма обучения: очная

Курс: Ма-307

Агалтдинов Алмаз Альфритович

РАЗРАБОТКА ПРИВОДА ОТ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ К ВИНТОВОМУ ТРАНСПОРТЁРУ

Курсовой проект по деталям машин

К защите допускаю:

руководитель:Валеев В.Ш.

____________ ________

(подпись) (дата)

Оценка при защите

__________________

_________ ________

(подпись) (дата)

У Ф А 2010

ЗАДАНИЕ

Разработать привод от электродвигателя к винтовому транспортеру. Привод состоит из клиноременной передачи и двухступенчатого коническо-цилиндрическоко редуктора. Цилиндрическая передача косозубая.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода Рисунок 2. График нагрузки

1 - электродвигатель

2 – клиноременная передача

3 - редуктор

4 - муфта

5 - винтовой транспортер

Потребляемая мощность винтового транспортёра, кВт …………. 2,4

Частота вращения вала транспортёра, мин^-1 ………………………60

Ресурс работы редукто­ра, t, тыс. часов ………………………………8

Коэффициенты нагрузки …..α₁ = 0,65

α₂ = 0,3

Коэффициенты продолжительности нагрузки

γ₁ = 0,3

γ₂= 0,4

γ₃ = 0,3

Р Е Ф Е Р А Т

Курсовой проект: 41 с., 9 рисунков, 2 таблицы, 5 источников, 3 приложения, 3 листа формата А; графического материала.

ПРИВОД, РЕДУКТОР ДВУХСТУПЕНЧАТЫЙ КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ. ПЕРЕДАЧИ: КЛИНОРЕМЁННАЯ, КОНИЧЕСКАЯ ПРЯМОЗУБАЯ, ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ КОСОЗУБАЯ; ВАЛЫ, ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

В проекте выполнен кинематический и энергетический расчёт привода, приведены расчёты клиноремённой, зубчатой прямозубой конической и зубчатой цилиндрической косозубой передач, валов, шпонок, подшипников. Подобраны: соединительная муфта, система смазки и сорт масла. Предусмотрен контроль уровня масла. Выполнены на ватмане формата А1: чертёж общего вида привода, сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи деталей.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение ………………………………………………………… 5

1 Кинематический и энергетический расчёт привода …………. 6

2 Расчёт клиноремённой передачи ……………………………… 8

3 Расчёт прямозубой конической передачи …………………….. 11

4 Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи ... 18

5 Эскизное проектирование (компоновка) редуктора ……….… 24

6 Выбор соединительной муфты …………………………………. 25

7 Проверочный расчёт выходного вала ………………………. 25

8 Система смазки редуктора и подбор масла …………………… 31

9 Подбор и расчёт шпонок ……………………………………32

10 Подбор и расчёт подшипников ……………………………….34

Библиографичесий список …………………………………… 41

Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вра­щения и увеличения вращающего момента. Редуктор - законченный механизм, соединённый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна, силумина, реже стального сварного). В корпусе редуктора разме­щаются зубчатые, червячные и другие (планетарные, волновые) передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых колес в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повыше­ние вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацепле­нии пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем проекте произведены расчеты механического привода: клиноремённой передачи, закрытой прямозубой конической передачи, закрытой косозубой цилиндрической передачи, выходного вала, шпонок, подшипников. Выбраны сорт масла и система смазки – естественным разбрызгиванием вращающимися колёсами в масляной ванне.

1 Кинематический и энергетический расчет привода

1.1 Вычисляем мощности на валах

П ри кинематическом и энергетическом расчете принято валы привода нумеровать римскими цифрами по ходу потока мощности от электродвигателя к потребителю. В нашем случае их четыре: I, II, III, IV (рис.1.1).

Рисунок 1.1. Схема обозначения валов

При передаче мощности будут потери, определяемые коэффициентами полезного действия каждой ступени. На – IV – м валу мощность будет равна:

Р_IV = Р_т / _м ,

где Р_т = 2,4 кВт – номинальная потребляемая мощность транспортера;

_м = 0,99 - к.п.д. муфты (табл. 3.1, [9[).

Р_IV = 2,4/ 0,99 = 2,424 кВт.

Р_III = P_IV / _ц,

где _ц – к.п.д. цилиндрической передачи.

Принимаем _ц = 0,97. ([1])

Р_III = 2,424 / 0,97 = 2,5 кВт.

Р_II = P_III / _к ,

где _к – к.п.д. конической зубчатой передачи.

Принимаем _к = 0,95.

Р_II = 2,5/0,95 = 2,63 кВт.

Р_I = Р_II/_р,

где _р = 0,96 – к.п.д. клиноремённой передачи.

Р_I = 2,63/0,96 = 2,74 кВт.

1.2 Выбираем электродвигатель 100L2, Р_дв = 3 кВт, n_дв = 2850 мин^-1, d_дв = 28 мм.

1.3 Вычисляем общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням

u = n_дв/ n_в = 2850/60 = 47,5.

Принимаем: u_р = 2,9 – передаточное число ремённой передачи;

u_к = 3 – передаточное число конической передачи.

Тогда передаточное число цилиндрической передачи

u_ц = = = 5,46.

4. Вычисляем угловые скорости и частоты вращения валов

n_I = n_дв = 2850 мин^-1; ω_I = = = 298,3 с^-1.

n_II = n_I / u_р = 2850/2,9 = 983 мин^-1; ω_II = = 102,9 c^-1.

n_III = n_II / u_к = 983/3 = 327,7 мин^-1; ω_III = = 34,3 c^-1.

n_IV = n_III / u_ц = 327,7/5,46 = 60 мин^-1; ω_IV = = 6,28 c^-1.

1.5 Вычисляем крутящие моменты на валах

Т_I = P_I/ ω_I = 2,74*10³/298,3 = 9,185 Н*м = 9185 Н*мм;

Т_II = P_II/ ω_II = 2,62*10³/102,9 = 25,46 Н*м = 25460 Н*мм;

Т_III = P_III/ ω_III = 2,5*10³/34,3 = 72,9 Н*м = 72900 Н*мм;

Т_IV = P_IV/ ω_IV = 2,424*10³/6,28 = 386 Н*м = 386000 Н*мм.

1.6 Проектный расчёт валов

d = ,

где [τ] = 12…15 МПа – допускаемое напряжение при проектировании валов редукторного типа.

d_I = d_дв = 28 мм;

d_II = = 22…20,4 мм;

d_III = = 31,2…29 мм;

d_IV = = 54,4…50,5 мм.

Полученные результаты будут использованы при разработке конструкции валов.

2 Расчет клиноременной передачи

2.1. Определение сечения ремня

Выбираем сечение ремня – сечение А [1].

h = 8 мм

b_o = 13 мм

b_р = 11 мм

А = 81мм²

2.2 Выбираем диаметр малого шкива

По графику рис. 12.25 [1] принимаем: d₁ = 140 мм

2.3 Вычисляем диаметр большого шкива

d₂ ≈ d₁u = 140*2,9 = 406 мм.

Принимаем стандартное значение d₂ = 400 мм.

2.4 Уточняем передаточное число

u = = = 2,915.

Различие несущественное.

2.5 Назначаем межосевое расстояние

а = k d₂, где k = 1 для значения u = 2,9.

а = 1*400 = 400 мм.

2.6 Вычисляем длину ремня

l = 2 a + (d₁ + d₂) + .

l = 2*400 + (140+ 400) + = 1690,5 мм.

Принимаем стандартное значение l = 1800 мм.

2.7 Вычисляем скорость движения ремня

v = = = 20,89 м/с.

2.8 Вычисляем частоту пробегов ремня

 = v / l = 20,89/1,8 = 11,6 с^-1.

Допускаемая частота пробегов клиновых ремней [] = 10…20 с^-1, поэтому найденные значения межосевого расстояния и длины ремня сохраняем.

2.9 Уточняем межосевое расстояние передачи

а = 0,125 =

= 0,125 =

= 457,4 мм.

2.10 Вычисляем угол обхвата малого шкива

 = 180⁰ – 57⁰ =  = 180⁰ – 57⁰ = 147,6^о.

 = 147,6^о > 120⁰ = [].

2.11 Вычисляем расчётную мощность, передаваемую одним ремнём в условиях эксплуатации по формуле:

Р_р = Р_о С_ С_l C_i /C_p ,

где Р_о – расчетная мощность, передаваемая одним ремнем при типовых условиях передачи. Значение Р_о принимается из графика, приведенного для каждого сечения ремня, в зависимости от диаметра малого шкива и частоты его вращения [1];

С_ - коэффициент угла обхвата;

С_l – коэффициент длины ремня;

С_i – коэффициент передаточного отношения;

С_р – коэффициент режима нагрузки.

Р_о = 2,3 кВт; С_ = 0,91; С_l = 1,03; C_i = 1,14;

C_p = 1,1 (нагрузка спокойная).

Р_р = 2,3 * 0,91* 1,03* 1,14 / 1,1 = 2,23 кВт.

2.12 Вычисляем необходимое число ремней по формуле:

z = ,

где С_я – коэффициент числа ремней.

С_z = 0,95.

z = = 1,3.

Принимаем z = 2 – два ремня сечения А.

2.13 Вычисляем силу предварительного натяжения ремня по формуле:

F_o = + F_v ,

где F_v = Аv² – дополнительное натяжение ветвей ремня от центробежных сил. Здесь   1250 кг/м³ – плотность материала ремня, А – площадь поперечного сечения ремня, м², v – скорость движения ремня, м/с, значение F_v получим в ньютонах.

F_v = 1250*81*10^-6*20,89² = 44,2 Н.

F_o = + 44,2 = 105Н.

2.14 Вычисляем давление ремней на шкивы

F_r = 2 F_o z sin (/2) = 2*105*2*sin(147,6^o/2) = 403 Н.

2.15 Вычисляем ресурс наработки.

По ГОСТ 1284.2-80 для эксплуатации в среднем режиме нагрузки Т_ср = 2000 часов. При других условиях

Т = Т_срК₁К₂,

где К₁ – коэффициент режима нагрузки,

К₂ – коэффициент климатических условий.

К₁ = 2,5 – при спокойной нагрузке;

К₂ = 1 – центральные зоны.

Т = 2000*2,5*1 = 5000 часов.

3 РАСЧЁТ ПРЯМОЗУБОЙ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбираем материалы зубчатых колёс (таблица 3.1)

Таблица 3.1. Характеристика материалов зубчатых колес.

Зубчатые колеса	Мате- риал	Термооб- работка	Твердость зубьев		Предел проч-ности в, МПа	Предел текуче-сти т,МПа
			поверхности	сердцевины
Шестерня	Сталь 45	улучшение	241…285НВ	241…285НВ	850	580
Колесо	Сталь 40	улучшение	192…228НВ	192…228НВ	700	400

3.2 Вычисляем допускаемые контактные напряжения поверхности зубьев по формуле:

[_H] = K_HL

где _HO – предел контактной выносливости поверхности зубьев при базовом числе циклов напряжений;

S_H – коэффициент безопасности;

K_HL – коэффициент долговечности.

_HO = 2НВ + 70; S_H = 1,1

K_HL = ≥ 1 ≤ 2,4,

где N_HO – базовое число циклов напряжений;

N_НЕ – эквивалентное число циклов напряжений.

В свою очередь N_НЕ = К_НЕN_Н,

где К_НЕ – коэффициент режима нагрузки;

N_Н – расчётное число циклов напряжений.

N_Н = 60cnt,

где с – число колёс, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

n – частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1;

t – срок службы редуктора в часах.

К_НЕ = Σ( )³ ,

где значения T_i, T_max, t_i, t – принимаются из графика режима нагрузки

(рис. 2).

К_НЕ = ( )³ + ( )³ + ( )³ =

= γ₁ + (α₁)³ γ₂ + (α₂)³γ₃ = 0,3 + 0,65³*0,4 + 0,3³*0,3 = 0,42.

N_Н1 = 60cn₁t = 60*1*983*8000 = 4,72*10⁸;

N_Н2 = 60cn₂t = 60*1*327,7*8000 = 1,57*10⁸.

N_НЕ1 = К_НЕ N_Н1 = 0,42*4,72*10⁸ = 2*10⁸;

N_НЕ2 = К_НЕ N_Н2 = 0,42*1,57*10⁸ = 6,6*10⁷.

N_НО1 = 1,7*10⁷; N_НО2 = 10⁷ (рис. 8.40, [1].

Так как N_НО1 = 1,7*10⁷ < 2*10⁸ = N_НЕ1,

а также N_НО2 = 10⁷ < 6,6*10⁷ = N_НЕ2,

то K_HL1 = K_HL2 = 1.

_HO1 = 2НВ₁ + 70 = 2*(241…285) + 70 = 552…640 МПа;

_HO2 = 2НВ₂ + 70 = 2*(192…228) + 70 = 454…526 МПа.

[_H]₁ = K_HL1 = *1 = 502…582 МПа;

Принимаем [_H]₁ = 550 МПа.

[_H]₂ = K_HL2 = *1 = 413…478 МПа;

Принимаем [_H]₂ = 450 МПа.

Так как передача прямозубая за расчётное значение принимаем меньшее: [_H] = [_H]₂ = 450 МПа.

3.3 Вычисляем допускаемы е напряжения изгиба зубьев по формуле:

[_F] = K_FC K_FL,

где _FO – базовый предел выносливости зубьев;

S_F – коэффициент безопасности;

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

K_FL – коэффициент долговечности.

K_FC = 1 – принимаем нереверсивную передачу.

σ_FO = 1,8HB, S_F = 1,75.

K_FL = ≥ 1 ≤ 2,

где N_FO – базовое число циклов напряжений;

N_FO = 4*10⁶ – для всех марок сталей.

N_FЕ – эквивалентное число циклов напряжений.

В свою очередь N_FЕ = К_FЕN_F,

где К_НЕ – коэффициент режима нагрузки;

N_F = N_Н – расчётное число циклов напряжений.

К_FЕ = Σ( )⁶ = ( )⁶ + ( )⁶ + ( )⁶ =

= γ₁ + (α₁)⁶ γ₂ + (α₂)⁶γ₃ = 0,3 + 0,65⁶*0,4 + 0,3⁶*0,3 = 0,33.

N_FE1 = К_FЕ N_F1 = 0,33*4,72*10⁸= 1,56*10⁸;

N_FЕ2 = К_FЕ N_F2 = 0,33*1,57*10⁸= 5,2*10⁷.

Так как N_FО = 4*10⁶ < 1,56*10⁸ = N_FЕ1,

а также N_FО = 4*10⁶ < 5,2*10⁷ = N_FЕ2,

то K_FL1 = K_FL2 = 1.

σ_FO1 = 1,8HB₁ = 1,8*(241…285) = 434…513 МПа;

σ_FO2 = 1,8HB₂ = 1,8*(192…228) = 346…410 МПа.

[_F]₁ = *1*1 = 248…293 МПа;

[_F]₂ = *1*1 = 198…234 МПа.

Принимаем: [_F]₁ = 270 МПа; [_F]₂ = 210 МПа.