курсовой проект / Задание 4 Вариант 2

САРАТОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

БАЛАКОВСКИЙ ИНСТИТУТ ТЕХНИКИ, ТЕХНОЛОГИИ И УПРАВЛЕНИЯ

ФАКУЛЬТЕТ ИНЖЕНЕРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ

КАФЕДРА «УПРАВЛЕНИЕ И ИНФОРМАТИКА В ТЕХНИЧЕСКИХ СИСТЕМАХ»

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине

ТСАу

Расчеи цилиндрической зубчатой передачи

Задание 4 вариант 2

Выполнила: ст. гр.УИТ-3з

Допущен к защите Защитил с оценкой

Руководитель проекта ______________________

_______ _______

«___» __________2010 г. «___» ___________2010 г.

2010

Содержание.

Задание………………………………………………………………………........3

Введение………………………………………………………………………….4

Расчетная часть…………………………………………………………………..8

1. Кинематический расчет привода………………………………8

2. Расчет I передаточного механизма…………………………...10

3. Расчет II передаточного механизма ………………………….14

4. Выбор шпоночных соединений деталей с валом передач.

Список литературы……………………………………………………………..18

Техническое задание

Задание 4. Вариант 2

Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме на рис. Мощность на ведомом валу редуктора Р₃= 9 и угловая скорость вращения вала ω₃ =2,1п.

Рассмотреть

Начертить

Р₃ =9 кВт

ω₃ =2,1 рад/с

Введение.

Схема привода к конвейеру состоит из электродвигателя, упругой муфты, закрытого двухступенчатого цилиндрического редуктора, быстроходной и тихоходной передачи.

Вращающий момент от электродвигателя передается через упругую муфту, сглаживающую инерцию вращающего момента электродвигателя, на закрытый двухступенчатый цилиндрический редуктор, значительно понижающий число оборотов. Дальше быстроходная и тихоходная передачи обеспечивает передачу вращающего момента от редуктора к сцепной муфте через валы вращения. Валы вращения для всех передач крепятся на подшипниках качения.

Муфта — устройство (деталь машины), предназначенное для соединения друг с другом концов валов, а также валов и свободно сидящих на них деталей и передачи крутящего момента. Служат для соединения двух валов, расположенных на одной оси или под углом друг к другу.

По виду управления:

Управляемые - сцепные, автоматические

Неуправляемые - постоянно действующие.

Муфта передаёт механическую энергию без изменения её величины.

сцепные, служащие для соединения и разъединения валов во время работы;

По принципу своего действия муфты сцепления делятся на кулачковые и фрикционные.

Кулачковая сцепная муфта состоит из двух полумуфт, сцепляющихся между собой зубцами (кулачками). Муфты этого типа обеспечивают надежное соединение валов.

Фрикционные сцепные муфты передают крутящий момент силами трения. В зависимости от формы и количества поверхностей трения фрикционные муфты называются дисковыми, многодисковыми, конусными и цилиндрическими (барабанными).

Фрикционная дисковая муфта применяется для плавного включения ведомого вала на ходу, т. е. во время вращения ведущего вала, она работает за счет силы трения, возникающей между торцами ведущего и ведомого дисков муфты после ее включения.

Упругие муфты

Упругие муфты предназначены для смягчения толчков и ударов вращающего момента при частых пусках и остановках машины, для защиты привода машины от вредных крутильных колебаний, а также для соединения валов, имеющих взаимные смещения.

Правильно подобранная упругая муфта по крутильной жесткости и демпфирующей способности существенно снижает величину вредных крутильных колебаний в приводах машин, тем самым повышая их ресурс.

Подшипник — это техническое устройство, являющееся частью опоры, которое поддерживает вал, ось или иную конструкцию, фиксирует положение в пространстве, обеспечивает вращение, качание или линейное перемещение (для линейных подшипников) с наименьшим сопротивлением, воспринимает и передаёт нагрузку на другие части конструкции.

Опора с упорным подшипником называется подпятником.

Подшипник скольжения — опора или направляющая механизма или машины, в которой трение происходит при скольжении сопряжённых поверхностей. Радиальный подшипник скольжения представляет собой корпус, имеющий цилиндрическое отверстие, в которое вставляется вкладыш, или втулка из антифрикционного материала и смазывающее устройство. Между валом и отверстием втулки подшипника имеется зазор, заполненный смазочным материалом, который позволяет свободно вращаться валу. Расчёт зазора подшипника, работающего в режиме разделения поверхностей трения смазочным слоем, производится на основе гидродинамической теории смазки. При расчёте определяются: минимальная толщина смазочного слоя (измеряемая в мкм), давления в смазочном слое, температура и расход смазочных материалов. В зависимости от конструкции, окружной скорости цапфы, условий эксплуатации трение скольжение бывает сухим, граничным, жидкостным и газодинамическим. Однако даже подшипники с жидкостным трением при пуске проходят этап с граничным трением.

Смазка является одним из основных условий надёжной работы подшипника и обеспечивает: низкое трение, разделение подвижных частей, теплоотвод, защиту от вредного воздействия окружающей среды и может быть; жидкой (минеральные и синтетические масла, вода для не металлических подшипников), пластичной (на основе литиевого мыла и кальция сульфоната и др.), твёрдой (графит, дисульфид молибдена и др.) и газообразной (различные инертные газы, азот и др.). Наилучшие эксплуатационные свойства демонстрируют пористые самосмазывающиеся подшипники, изготовленные методом порошковой металлургии. При работе пористый самосмазывающийся подшипник, пропитанный маслом, нагревается и выделяет смазку из пор на рабочую скользящую поверхность, а в состоянии покоя остывает и впитывает смазку обратно в поры.

Антифрикционные материалы подшипников изготавливают из твёрдых сплавов (карбид вольфрама или карбид хрома методом порошковой металлургии либо высокоскоростным газопламенным напылением), баббитов и бронз, полимерных материалов, керамики, твёрдых пород дерева (железное дерево).

В зависимости от формы подшипникового отверстия подшипники скольжения разделяют на:

одно- или многоповерхностные; со смещением поверхностей (по направлению вращения) или без (для сохранения возможности обратного вращения); со (или без) смещением центра (для конечной установки валов после монтажа).

По направлению восприятия нагрузки различают радиальные и осевые (упорные).

Редуктор (механический) — механизм, передающий и преобразующий вращающий момент, с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора — КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передач и ступеней.

Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая при этом вращающий момент. Редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором.

1. Кинематический расчет привода

1. Требуемая мощность электродвигателя

, где - общий КПД привода

Найдем общий КПД

,

где - КПД быстроходной ступени (закрытой цилиндрической зубчатой передачи).

- КПД тихоходной ступени (зубчатой цилиндрической закрытой передачи).

- КПД пары подшипников качения.

= 0,97

= 0,97

= 0,99

= 0,97-0,97-0,99³=0,921

Где Р₃ – мощность на ведомом валу привода

2. Выбор электродвигателя по ГОСТу

Р_двР_тр

Электродвигатель 4А160S6, для которого мощность Р_дв=11кВт; синхронная частота вращения n_c = 1000 мин^-1; скольжения S=2.7%

3. Мощность на каждом валу привода

Для ведущего вала привода Р_двР₁=11кВт

Для промежуточного вала привода

Для ведомого вала привода (уточненное значение)

4. Передаточные числа привода

U_об – общее передаточное число

, где w₁ – угловая частота вращения ведущего вала привода

, где n₁ – частота вращения ведущего вала привода

n₁ =1000(1-0.027)=973об/мин

W₃=2.1=6.594 рад/с

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода.

, где U₁ – передаточное число быстроходной передачи ступени редуктора

U₂ – передаточное число тихоходной передачи ступени редуктора.

U₁=3.55 U₂=4.5 U_об=16

5. Угловые скорости и число оборотов каждого вала привода.

Для ведущего вала , n₁ =973об/мин

Для промежуточного вала

Для ведомого вала

6. Вращающие моменты на каждом валу привода

Для ведущего вала *м

Для промежуточного вала

*м

Для ведомого вала *м

1. Расчет передаточного механизма (закрытая цилиндрическая прямозубая)

Для 1 передачи.

Мощность на валу шестерни P₁=11кВт

Угловая частота вращения шестерни w₁=101.8 c^-1

Число оборотов шестерни n₁=973 об/мин

Вращающий момент вала шестерни T₁=108.05 Н*м

Мощность на валу ведомого колеса P₂=10.52кВт

Угловая частота вращения ведомого колеса w₂=28.67 c^-1

Число оборотов ведомого колеса n₂=274.08 об/мин

Вращающий момент на валу ведомого колеса T₂=366.93 Н*м

Передаточное число зубчатой цилиндрической передачи U₁=3.55

1. Назначаем материал зубчатых колес

Для шестерни - сталь 45(улучшение), твердостью 230 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение , допускаемое напряжение при изгибе

Для колеса сталь 45 (нормализация), твердостью 210 НВ, , допускаемое напряжение при изгибе

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес: в прямозубой передаче

2. Определим межосевое расстояние

Где T₂=366.93 Н*м= 366,93*1000Н*мм

=0,5 коэффициент ширины венца зубчатого колеса

- числовой коэффициент для прямозубой передачи

- коээфициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем в зависимости от коэффициента по таблице 2

мм

Межосевое расстояние округляем по ГОСТу а=180 мм

3. Модуль зацепления передачи m= (0.01…0.02)a=1.8…3.6

Принимаем модуль зацепления по ГОСТу m=3 мм

1.4 найдем число зубьев шестерни

Z₂=

1.5 назначим угол наклона зуба для прямозубой передачи

1.6 определим основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

- для шестерни мм

- для колеса мм

Диаметры выступов зубьев

- для шестерни мм

- для колеса мм

Диаметры впадин зубьев

- для шестернимм

- для колесамм

Ширина венца зубчатых колес

- для колеса

- для шестерни

1.7. Рассчитаем окружную скорость передачи

Где мм= 72*10^-3 м, n₁=973 об/мин.

1.8. Назначим степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи.

S=9 так как прямозубая передача и . [1.т.6]

1.9. выполним проверочный расчет на контактную прочность

Где T₂=366.93 Н*м = 366,93*10³ Н*мм

, мм,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по приложению в таблице №7

– коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес, для прямозубых передач

Условие выполняется .

1.10. эквивалентное число зубьев для шестерни

- для шестерни = 24

- для колеса =85

1.11 коэффициент формы зуба найдем по [1.т.9]

- для шестерни

- для колеса

1.12. Найдем отношения.

- для шестерни

- для колеса

1.13 произведем расчет на изгиб для колеса 2

,

Где - коэффициент наклона зуба, для прямозубой передачи

T₂=366.93 Н*м = 366,93*10³ Н*мм

b=90 мм, m=3мм.

, так как 44,51МПа175 МПа

1.14. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого венца

м

Толщина диска с=(0,2…0,3)b₂=(0.2…0.3)90=18…27=27мм

С=27мм

Диаметр вала под зубчатым колесом

Где T₂=366.93 Н*м = 366,93*10³ Н*мм,

мм

Принимаем .

Диаметр ступицы колеса d_ст=1,6d_в=1,6*42=67,2

Принимаем d_ст=68мм

Длина ступицы колеса L_ст=b₂+10=90+10=100мм

Размер фаски под вал n=2.5 мм [1. т.8]

Размер фаски колеса n₁=0.5m=0,5*3=1,5 мм

Диаметр расположения облегчающих отверстий мм

Принимаем

Диаметр облегчающих отверстий

Количество облегчающих отверстий i=4

2. Расчет передаточного механизма (закрытая, цилиндрическая, зубчатая, прямозубая) для 2 передачи.

Мощность на валу шестерни P₂=10,52кВт

Угловая частота вращения шестерни w₂=28,67 c^-1

Число оборотов шестерни n₂=274,08 об/мин

Вращающий момент вала шестерни T₂=366,93 Н*м

Мощность на валу ведомого колеса P₃=10.132кВт

Угловая частота вращения ведомого колеса w₃=6,37 c^-1

Число оборотов ведомого колеса n₃=60,90 об/мин

Вращающий момент на валу ведомого колеса T₃=1590,158 Н*м

Передаточное число зубчатой цилиндрической передачи U₂=4,5

2.1. Назначаем материал зубчатых колес

Для шестерни - сталь 45(улучшение), твердостью 230 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение , допускаемое напряжение при изгибе

Для колеса сталь 45 (нормализация), твердостью 210 НВ, , допускаемое напряжение при изгибе

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес: в прямозубой передаче

2.2.Определим межосевое расстояние

Где T₂=1590,58 Н*м= 1590,58*1000Н*мм

=0,5 коэффициент ширины венца зубчатого колеса

- числовой коэффициент для прямозубой передачи

- коээфициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем в зависимости от коэффициента [1.т.2]

Межосевое расстояние округляем по ГОСТу а=280 мм

2.3. Модуль зацепления передачи m= (0.01…0.02)a=2,8…5.6

Модуль зацепления передачи округляем по ГОСТу m=5 мм

2.4. найдем число зубьев шестерни

Z₂=

2.5. назначим угол наклона зуба для прямозубой передачи

2.6. определим основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

- для шестерни мм

- для колеса мм

Диаметры выступов зубьев

- для шестерни мм

- для колеса мм

Диаметры впадин зубьев

- для шестернимм

- для колесамм

Ширина венца зубчатых колес

- для колеса

- для шестерни

2.7. рассчитаем окружную скорость передачи

Где мм= 72*10^-3 м, n₁=973 об/мин.

2.8. назначим степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи.

S=9 так как прямозубая передача и . [1.т.6]

2.9. выполним проверочный расчет на контактную прочность

Где T₂=1590,58 Н*м = 1590,58*10³ Н*мм

, мм,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по приложению в таблице №7

– коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес, для прямозубых передач

Условие выполняется .

2.10. эквивалентное число зубьев для шестерни

- для шестерни = 21

- для колеса =95

2.11. коэффициент формы зуба найдем по приложению в таблице 9

- для шестерни

- для колеса

2.12. Найдем отношения.

- для шестерни

- для колеса

2.13. Произведем расчет на изгиб для колеса 2

,

Где - коэффициент наклона зуба, для прямозубой передачи

T₃=1590,58 Н*м = 1590,58*10³ Н*мм

b=140 мм, m=5мм.

, так как 39,9МПа175 МПа

2.14. Выполним конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого венца

По ГОСТу округляем мм

Толщина диска с=(0,2…0,3)b₂=(0,2…0,3)140=28…42

По ГОСТу округляем с=42мм

Диаметр вала под зубчатым колесом

Где T₂=1590,58 Н*м = 1590,58*10³ Н*мм,

Принимаем мм

Диаметр ступицы колеса

d_ст=1,6d_в=1,6*45=72мм

Длина ступицы колеса L_ст=b₂+10=140+10=150мм

Размер фаски под вал n=2.5 мм.[1.т.8]

Размер фаски колеса n₁=0.5m=0,5*5 = 2,5 мм.

Диаметр расположения облегчающих отверстий

Диаметр облегчающих отверстий

Количество облегчающих отверстий i=4

3. Выбор шпоночных соединений деталей с валом передач.

Подбираем шпонку для ведущего шкива:

Шпонка призматическая со скругленными торцами

Сечение шпонки:b x h x l=12x8x96

Глубина паза: вала – t₁=5.0

втулки – t₂=3.3

Материал шпонки – сталь чистотянутая с временным сопротивлением разрыву 590 МПа

Шпонка 12x8x96 ГОСТ 23360-78

Подбираем шпонку для ведомого зубчатого колеса:

Шпонка призматическая со скругленными торцами

Сечение шпонки:b x h x l=14x9x126

Глубина паза: вала – t₁=5.5

втулки – t₂=3.8

Материал шпонки – сталь чистотянутая с временным сопротивлением разрыву 590 МПа

Шпонка ГОСТ 23360-78

Список литературы.

1. Козлова С.Н. Методические указания к выполнению курсового проекта. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Саратов: СГТУ,2007

2. Кузьмин К. В., Чернин И. М. Расчеты деталей машин. М.: Машиностроение, 1978.

3. Анурьев Р. А. Справочник конструктора-машиностроителя. М.: Машиностроение, 1985.

4. Вышнепольский И.С. Техническое черчение. М.: Высшая школа, 1981.

5. ЕСКД. Справочник. М.: Машиностроение, 1979.

21