Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего профессионального образования

«Ивановский государственный энергетический университет

имени В.И. Ленина»

Кафедра теоретической и прикладной механики.

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по прикладной механике. Вторая часть.

Тема проекта: Проектирование привода к вертикальному валу

цепного конвейера

Выполнил: студент гр. 3-75

Беляев А.Н.

Иваново 2015.

Техническое задание №2

на проектирование привода

Кинематическая схема привода:

1. Электродвигатель

2. Муфта

3. Редуктор

Исходные данные
Мощность на тих. валу – NT, кВт	11
Частота вращения тих .вала – ωT, рад/с	48
Коэффициент перегрузки	1.9
Срок службы привода в годах	5
Число смен работы за сутки	3

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

По таблице 1.1 («Курсовое проектирование деталей машин», Чернавский С.А., стр.5) примем:

Требуемая мощность электродвигателя вычисляется по формуле ,

где - коэффициент полезного действия привода, определяемый по формуле:

КПД пары конических зубчатых колес .

КПД потери на трение в опорах .

Общий КПД .

Требуемая мощность электродвигателя:

Частота вращения тихоходного вала:

По таблице П1 приложения по требуемой мощности P = 11.58 кВт выбираем электродвигатель 4A160S4Y3 асинхронный серии 4A, закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения n_синх. = 1500 об/мин. с мощностью P_дв. = 15 кВт и скольжением s = 2.3 % (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения вала двигателя:

Угловая скорость двигателя:

Передаточное число:

По ГОСТ 2185-66 выбираем .

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

ведущего вала:

ведомого вала:

Вращающие моменты на валах:

на валу шестерни:

на валу колеса:

Вал	N, кВт	n, об/мин	ω, рад/с	T, Н∙м
1	11.58	1465.5	153.5	97.7
2	11	412.8	43.2	329.5

2. Расчет зубчатых колес редуктора.

2. 1. Выбор материала и термообработки.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с термообработкой - улучшение. Примем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270; для колеса - сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.

2. Проектировочный расчет.

По табл. 3.2 («Курсовое проектирование деталей машин», Чернавский С.А., стр.34) принимаем для колеса предел контактной выносливости:

Срок службы привода в часах:

Число циклов нагружений зубьев колеса:

Базовое число циклов для материала колеса:

Коэффициент долговечности:

Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности k_HL = 1. Примем коэффициент безопасности [S_H] = 1.15.

Допускаемые контактные напряжения:

Коэффициент k_HB при консольном расположении шестерни равен 1.35 (по табл. 3.1). Принимаем по ГОСТ 12289-76 коэффициент ширины зубчатого венца = 0.285.

Внешний делительный диаметр колеса:

где K_d = 99 (для прямозубых передач).

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение .

Число зубьев шестерни рекомендуется выбирать из интервала 18 … 32. Примем число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса . Примем . Тогда .

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 2185-66 допустимых 3%.

Внешний окружной модуль:

Внешний делительный диаметр шестерни:

Углы делительных конусов (по табл. 3.11):

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

Принимаем b = 47 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

Средний делительный диаметр шестерни:

Средний окружной модуль:

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру (по формуле 3.8):

Средняя окружная скорость колес:

Примем 7-ю степень точности, т.к. для конических передач обычно принимают 7-ю степень точности.

3. Силы в зацеплении.

Силы в зацеплении (по формулам 8.6 и 8.7):

окружная сила:

радиальная сила для шестерни, равная осевой для колеса:

где - угол зацепления = 20 º (по ГОСТ 13755-81).

осевая сила для шестерни, равная радиальной для колеса:

4. Проверочный расчет на контактную выносливость.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

По табл. 3.5 при = 0.62, при консольном расположении колес и твердости HB < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, - = 1.24.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями - = 1 (по табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес при ≤ 5 м/с, - = 1.05 (по табл. 3.6).

Таким образом:

Проверяем контактное напряжение:

5. Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке.

Расчетные контактные напряжения при пиковой нагрузке определяем по формуле 3.21:

где - коэффициент перегрузки (задан в условии).

Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением.

где предел текучести для Стали 40Х при диаметре заготовки > 160 мм. = 540 МПа.

условие прочности выполняется.

6. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

здесь = 0.85 - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической:

где = 1.4 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, берется по табл. 3.7 при = 0.62, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB < 350;

= 1.45 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при твердости HB < 350, скорости = 5.8 м/с и 7-й степени точности (см. табл. 3.8) (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на стр. 53).

Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни:

при этом = 3.88;

для колеса:

при этом = 3.6.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на изгиб:

Предел выносливости при изгибе по табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости < 350 -

для шестерни:

для колеса:

Коэффициент запаса прочности:

где = 1.75 (по табл. 3.9) - учитывает нестабильность механических свойств;

для поковок и штамповок = 1.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни:

для колеса:

для шестерни отношение:

для колеса:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к. полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

7. Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке.

Расчетные изгибные напряжения при пиковой нагрузке:

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением:

условие прочности выполнено.

Таким образом все условия прочности выполняются.