Министерство образования и науки РФ

Национальный исследовательский Томский Политехнический Университет

Юргинский Технологический институт

Кафедра: ГШО

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА ПО

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Выполнил:

студент гр. 10Б20. _________ Меренюк А.А.

(подпись)

Руководитель: _________ Садовец В.Ю.

доцент к.т.н. (подпись)

(дата)

Юрга 2014

Спроектировать привод цепного конвейера

1. Электродвигатель 3. Редуктор

2. Муфта упругая 4. Передача цепная

Данные для расчёта

Мощность на приводном валу Рпр=7.8 кВт.

Частота вращения приводного вала nпр=70 мин^-1

Передаточное отношение цепной передачи i_ц.п.=2.5

Срок эксплуатации L_h=32*10³ ч.

Нагрузка постоянная, передача нереверсивная.

Разработать сборочный чертёж редуктора.

Содержание

1. Выбор электродвигателя…………………………………..…………………4

2. Кинематический расчёт……………………………………….……………...5

3. Расчёт зубчатой передачи на прочность……………….............……………7

4. Ориентировочной расчёт валов......................................................................14

5. Предварительный расчёт подшипников……………………………………17

6. Смазывание зацепления и подшипников ..…………………………………18

7. Конструктивные размеры деталей редуктора………………………………19

8. Подбор и проверка прочности шпонок……………………………………..24

9. Список используемой литературы…………………………………………..27

Перечень приложений

1. Спецификация сборочного чертежа редуктора.

2. Размещение отверстий под винты на подшипниковых крышках.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Задача

Выбрать тип электродвигателя.

1.2 Данные для расчёта

Мощность на приводном валу Рпр=7.8 кВт.

Частота вращения приводного вала nпр=70 мин^-1.

Передаточное отношение цепной передачи i_ц.п.=2.5.

1.3 КПД привода

где:

1.4 Требуемая мощность двигателя

1.5 Ориентировочное передаточное отношение привода

1.6 Ориентировочна частота вращения вала двигателя

1.7 Выбор двигателя

По ГОСТ 19523-81 принимаем закрытый двигатель типоразмера 160М8/730

2 Кинематический расчёт

2.1 Задача расчёта

Определить передаточное отношение привода при выбранном двигателе и разбить его по ступеням.

Определить частоты вращения валов, мощности и вращающие моменты на валах.

2.2 Данные для расчёта

Требуемая мощность двигателя

Номинальная (фактическая) частота вращения вала

Частота вращения приводного вала

Передаточное отношение цепной передачи

Частные значения КПД:

2.3 Передаточное отношение привода при выбранном двигателе и его разбивка по ступеням

2.4 Частота вращения валов

2.4.1 Ведущего вала редуктора

2.4.2 Ведомого вала редуктора

2.4.3 Ведомого вала цепной передачи

должно быть:

2.5 Мощности на валах

2.5.1 На ведущем валу редуктора

2.5.2 На ведомом валу редуктора

2.5.3 На ведомом валу цепной передачи

Должно быть:

2.6 Вращающие моменты на валах

2.6.1 На ведущем валу редуктора

2.6.2 На ведомом валу редуктора

Проверка:

Разница между

3 Расчёт зубчатой передачи на прочность

3.1 Задача расчёта

Определить размеры передачи из условия контактной выносливости материала поверхности зубьев.

Произвести проверочные расчёты: 1) на сопротивление усталости рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям, 2) на сопротивление усталости при изгибе с целью проверки правильности выбранного модуля.

3.2 Условия расчёта

При расчёте полагаем, что передача длительно работающая, так как срок службы L_h=32000ч.

Нагрузка постоянная, передача не реверсивная.

3.3 Данные для расчёта

Вращающий момент на ведомом валу

Передаточное отношение зубчатой передачи

Частота вращения ведущего вала

3.4 Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс (6,с.7…8)

3.4.1 Для шестерни

Принимаем сталь 45, термообработка-улучшение,

3.4.2 Для колеса

Принимаем сталь 35, термообработка-нормализация,

3.5 Допускаемое контактное напряжение для материала колеса (6,с.9)

Для длительно работающей передачи:

где – предел длительной контактной выносливости для материала колеса.

При нормализации и улучшении

3.6 Допускаемые напряжения изгиба

Для нереверсивной передачи (вращение только в одну сторону–зуб работает одной стороной):

Где – предел длительной выносливости при работе зуба на изгиб.

При нормализации и улучшении

3.6.1 Для шестерни

3.6.2 Для колеса

3.7 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости материала поверхности зубьев.

Здесь К–коэффициент, зависящей от типа зубьев; для косозубых передач К=270 (8,с.4);

Где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

–коэффициент концентрации нагрузки;

–коэффициент динамической нагрузки.

Ориентировочная окружная скорость в зацеплении:

Здесь –коэффициент, зависящий от типа передачи, типа зубьев и термообработки; для косозубых передач =15

=в/а–коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию; зависит от положения колёс в корпусе и твёрдости зубьев; при симметричном расположении и любой твёрдости =0,4…0,5

Принимаем =0,4.

По этой скорости назначаем 9ую степень точности (7,с.5)

Находим коэффициент с учётом поправки.

Поправка на каждые 0,1м/с:

С учётом поправки при

Находим коэффициент с учётом поправки.

При

Поправка на каждые 0,1м/с:

С учётом поправки при

Коэффициент расчётной нагрузки:

Принимаем

3.8 Нормальный модуль зацепления (8,с.4)

По ГОСТ 9563-60 принимаем

3.9 Ширина венца колеса и ширина шестерни

3.10 Число зубьев

3.10.1 Суммарное число зубьев

Где – угол наклона зуба. Принимаем

принимаем

3.10.2 Число зубьев шестерни

3.10.3 Число зубьев колеса

3.11 Передаточное число

Отклонение от ранее принятого значения:

3.12 Диаметральные размеры колёс

3.12.1 Делительные диаметры

3.12.1.1

3.12.1.2

3.12.2 Диаметры окружностей вершин

3.12.2.1

3.12.2.2

3.12.3 Диаметры окружностей впадин

3.12.3.1

3.12.3.2

3.13 Фактическое межосевое расстояние

3.14 Фактическая окружная скорость в зацеплении

Оставляем ранее принятую 9ую степень точности.

3.15 Фактический коэффициент расчётной нагрузки.

При

При

Коэффициент расчётной нагрузки:

3.16 Проверочный расчёт на сопротивление усталости рабочих поверхностей зубьев.

Действительные контактные напряжения:

Недогрузка:

3.17 Силы в зацеплении.

3.17.1 Окружная сила

3.17.2 Радиальная сила

3.17.3 Осевая сила

3.18 Проверочный расчёт на сопротивление усталости при изгибе.

где – коэффициент формы зуба; принимаем по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев и относительного смещения

Эквивалентное число зубьев:

коэффициент наклона зуба; определяем по зависимости:

–коэффициент расчётной нагрузки (7,с.2)

где –коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

для косозубых передач при 9ой степени точности (7,с.2)

–коэффициент концентрации нагрузки; при постоянной нагрузке

–коэффициент динамической нагрузки; находим с учётом поправки.

При

Поправка на каждые 0,1м/с:

С учётом поправки при

Коэффициент расчётной нагрузки:

3.18.1 Для шестерни

52,7 Н/мм² < 255 Н/мм² –условие изгибной прочности выполняется.

3.18.2. Для колеса

.

52 Н/мм² <182 Н/мм²–условие изгибной прочности выполняется.

Результаты расчёта сводим в таблицу.

Таблица 1–характеристика зацепления.

Параметр	Обозначение	Значение
1.Число зубьев: шестерни колеса	Z1 Z2	23 95
2.Модуль нормальный, мм	mn	3
3.Ширина зубчатого венца, мм	b2	72
4.Угол наклона зубьев , град.	β	100
5.Степень точности	9–В ГОСТ 1643-81

4 Ориентировочный расчёт валов