курсовой проект / Задание 7 вариант 2

Содержание

Техническое задание…………………………………………………………….3

Введение…………………………………………………………………………4

1 Кинематический расчёт привода ……………………………………………...5

2 Расчёт быстроходной закрытой цилиндрической прямозубой передачи…...8

3 Расчёт тихоходной закрытой цилиндрической прямозубой передачи…….15

Литература……………………………………………………………………..22

Техническое задание

Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме на рис 1.

Исходные данные

F_t= 3,1 кН – окружное усилие на барабане

v = 0,7 м/с – окружная скорость барабана

D = 250 мм – диаметр барабана

1 – корпус редуктора, 2 - быстроходная шестерня, 3 - быстроходное колесо, 4- тихоходная шестерня, 5 – тихоходное колесо, 6 – ведущий вал, 7 - промежуточный вал, 8 – ведомый вал, 9 – управляющая муфта, 10 – упругая муфта, 11 – электродвигатель, 12 – подшипник качения, 13 – подшипник скольжения, 14 – барабан

Рисунок 1 – Схема привода

Введение

Данный привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, соединённого упругой муфтой с двухступенчатым цилиндрическим редуктором. Редуктор соединён с барабаном с помощью управляемой муфтой.

Зубчатые цилиндрические передачи применяются для передачи вращательного движения между валами, оси которых параллельны. В данном редукторе применяется прямозубая цилиндрическая зубчатая передача. Зубчатое колесо изготовлено из легированной стали.

Основные достоинства зубчатых передач: высокий КПД, компактность, надёжность, простота эксплуатации, постоянство передаточного числа, большой диапазон передаточной мощностей.

Основными недостатками является сложность изготовления с применением специального оборудования и инструментов, шум в работе при неточном изготовлении и при высоких окружных скоростях.

1 Кинематический расчёт привода

1. Определяю мощность на выходном валу привода

Р₃ =F · v = 3,1 · 0,7 = 2,17 кВт (1)

где F – окружное усилие на барабан,

v – окружная скорость барабана

2. Определяю угловую скорость

ω₃ = = 0,7/(0,250⁄2) = 5,6 м/с (2)

гдеD – диаметр барабана

3. Определяю требуемую мощность электродвигателя

Р_тр = Р₃/η_общ= 2,17/0,91 = 2,38 кВт (3)

где η_общ – общий КПД привода

η_общ = η₁·η₂·η₃³·η₄ = 0,97·0,97·0,994³ ·0,98 = 0,91(4)

где η₁–КПД быстроходной закрытой цилиндрической прямозубой передачи,

η₂ – КПД тихоходной закрытой цилиндрической прямозубой передачи,

η₃ – КПД двух подшипников качения,

η₄ – КПД двух подшипников скольжения

4. Выбираю электродвигатель по ГОСТу 19523 - 81

Типоразмер двигателя 4А 112МА6

Синхронная частота вращения n_дв = 1000 об/мин

Мощность электродвигателя Р_дв = 3 кВт

Скольжение S = 4,7 %

5. Определяю мощность на каждом валу привода

Для ведущего вала

Р₁ = Р_дв = 3 кВт (5)

Для промежуточного вала привода

Р₂ = Р₁·η₁·η₃² = 3·0,97·0,994² = 2,88 кВт (6)

Уточнённое значение мощности для ведомого вала привода

Р₃ = Р₂·η₂·η₃·η₄ = 2,88·0,97·0,994·0,98 = 2,72 кВт (7)

6. Передаточные числа привода

Общее передаточное отношение

u_общ= ω₁/ω₃ = 99,747/5,6 = 17,812 (8)

где ω₁ – угловая частота вращения ведущего вала привода

ω₁ = πn₁/30 = 3,14·953/30 = 99,747 м/c (9)

где n₁ – частота вращения ведущего вала привода

n₁ = n_дв·(1-S) = 1000 (1-0,047) = 953 об/мин (10)

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода

u_общ = u₁·u₂ = 4·4,5 = 18 (11)

где u₁ – передаточное число быстроходной зубчатой прямозубой цилиндрической передачи,

u₂ - передаточное число тихоходной зубчатой прямозубой цилиндрической передачи

7. Определяю частоту вращения и число оборотов каждого вала привода

Для ведущего вала

ω₁ = 99,747 рад/с

n₁ = 953 об/мин

Для промежуточного вала привода

n₂ = n₁/u₁ = 953/4 = 238,3 об/мин (12)

ω₂ = ω₁/u₁ = 99,747/4 = 24,94 рад/с (13)

Для ведомого вала привода

ω₃ = ω₂/u₂ = 24,94/4,5 = 5,54 рад/с (14)

n₃ = n₂/u₂ = 238,3/4,5 = 52,96 об/мин (15)

8. Определяем вращающий момент на каждом валу привода

Для ведущего вала привода

Т₁ = Р₁·10³ /ω₁ = 3·10³ /99,747 = 30 Н·м (16)

Для промежуточного вала привода

Т₂ = Р₂·10³/ω₂ = 2,88·10³/ 24,94 = 115 Н·м (17)

Для ведомого вала привода

Т₃ = Р₃ ·10³/ω₃ = 2,17·10³/5,54 = 391 Н·м (18)

2. Расчёт быстроходной закрытой цилиндрической прямозубой передачи

Рисунок 2 - Быстроходная закрытая цилиндрическая прямозубая передача

Исходные данные для расчёта зубчатой цилиндрической передачи редуктора выбираем из кинематического расчёта привода.

Мощность на валу шестерни Р₁ = 3 кВт;

угловая частота вращения шестерни ω₁ = 99,747 рад/с;

число оборотов шестерни n₁ = 953 об/мин;

вращающий момент ведомого колеса Т₁ = 30 Н·м;

мощность на валу ведомого колеса Р₂ = 2,88 кВт;

угловая частота вращения ведомого колеса ω₂ = 24,94 рад/с;

число оборотов ведомого колеса n₂ = 238,3об/мин;

вращающий момент на валу ведомого колеса Т₂ = 115 Н·м;

передаточное число зубчатой цилиндрической передачи u₁ = 4

2.1 Назначаю материал зубчатых колёс:

- для шестерни – сталь 40Х, улучшение , твёрдостью 270 НВ, для которой допустимое контактное напряжение [σ_к]₁ = 555 МПа, допустимое напряжение при изгибе [σ_и]₁ = 235 МПа [1, табл.1],

- для колеса – сталь 40Х, нормализация, твёрдостью 235 НВ, для которой [σ_к]₂ = 540 МПа, [σ_и]₂ = 225 МПа [1, табл.1].

Общее допустимое контактное напряжение для зубчатых колёс: в прямозубой передачи [σ_к] = [σ_к]₂ = 540 МПа.

2.2 Межосевое расстояние

а=К_а·(u₁+1)· =49,5·(4+1)· =88,79 мм, (19)

где Т₂ = 115 · 10³Н·мм;

[σ_к] = 540 МПа;

К_а – числовой коэффициент

для прямозубой передачи К_а = 49,5

ψ_ва – коэффициент ширины венца зубчатого колеса

ψ_ва= 0,500 [1, табл.2]

к_β = 1,06 [1, табл.3]

Полученное значение округляем по ГОСТу а = 90 мм [1, табл.4].

2.3 Модуль зацепления передачи

m = (0,01…0,02)·а = (0,01…0,02)·90 = 0,9…1,8 мм. (20)

Принимаем по ГОСТу m = 1,5 мм [1, табл.5].

2.4 Число зубьев шестерни

z₁ = = = 24 (21)

Принимаем z₁ = 25

Число зубьев колеса

z₂ =z₁ · u₁ = 25 · 4 = 100 (22)

2.5 Назначаю угол наклона зуба:

для прямозубой передачи β = 0⁰

2.6 Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

- для шестерни

d₁ =m · z₁/cosβ = 1,5·25/cos0⁰ = 37,5 мм; (23)

- для колеса

d₂ = m·z₂/cosβ = 1,5·100/cos0⁰ = 150 мм. (24)

Диаметр выступов зубьев

- для шестерни

d_a1= d₁ + 2m = 37,5 + 2·1,5 = 40,5 мм; (25)

- для колеса

d_a2 = d₂ + 2m = 150 + 2 · 1,5 = 153 мм. (26)

Диаметр впадин зубьев

- для шестерни

d_f1 = d₁ – 2,5m = 37,5 – 2,5·1,5 = 33,75 мм; (27)

- для колеса

d_f2= d₂ – 2,5m = 150 – 2,5·1,5 = 146,25 мм. (28)

Ширина венца зубчатых колёс

- для колеса

b₂ = ψ_ва ·а = 0,500·90 = 45 мм; (29)

- для шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 45 + 5 = 50 мм. (30)

2.7 Окружная скорость передачи

v = π·d₁· n₁ /60 = 3,14·0,0375·953/60 = 1,87 м/с (31)

где d₁ = 00375 м;

n₁ = 953 об/мин.

2.8 Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи

S = 9 [1, табл.6]

2.9 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

σ_к= к_z·≤ [σ_к] МПа, (32)

где Т₂ = 115·10³Н·мм;

d₂ = 115 мм;

к_α – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

для прямозубой передачи к_α = 1;

к_z– коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колёс:

для прямозубых передач к_z = 487.

σ_к=487· = 534 МПа < [σ_к] = 540 МПа.

2.10 Эквивалентное число зубьев для шестерни

- для шестерни

z_v1= z₁ / cos³β = 25/1 = 25; (33)

- для колеса

z_v2= z₂ / cos³β = 100/1 = 100. (34)

2.11 Коэффициент формы зуба

- для шестерни Y_F1 = 3,90 [1, табл.9];

- для колеса Y_F2= 3,60 [1, табл.9].

2.12 Находим отношение

- для шестерни

[σ_u1] / Y_F1 = 235/3,90 = 60,26; (35)

- для колеса

[σ_u2] / Y_F2= 225/3,60 = 62,5.

Расчёт на изгиб проводим для того колеса, у которого это отношение меньше.

2.13 Проверочный расчёт на изгиб

σ_u1 = ≤ [σ_u1], (36)

где Y_β– коэффициент наклона зуба

для прямозубых колёс Y_β = 1;

Т₁ = 30·10³Н·мм – вращающий момент на ведущем валу привода;

B₁ =50 мм – ширина венца шестерни;

m= 1,5 мм – модуль зацепления передачи.

σ_u1 = = 88,192 МПа < [σ_u1] = 235 МПа.

2.14 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого колеса

δ = (2,5 …4) ·m = (2,5…4)·1,5 = 3,75…6 мм (37)

Принимаем δ = 8 мм.

Толщина диска

с = (0,2…0,3)·b₂ = (0,2…0,3)·45 = 9…13,5 = мм (38)

Принимаем с = 12 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом

d_в ≥ = = 27,44мм, (39)

где Т₂ = 115 · 10³Н·мм;

[τ_к] = 25 МПа – допустимое напряжение при кручении.

Принимаем d_в= 28 мм.

Диаметр ступицы колеса

d_ст= 1,6·d_в = 1,6·28 46 мм. (40)

Длина ступицы колеса

L_ст = b₂ + 10 = 45 + 10 = 55 мм. (41)Размер фаски под вал

n = 2 мм [1, табл.8].

Размер фаски колеса

n₁ = 0,5· m = 0,5·1,5 = 0,75 мм. (42)

Диаметр расположения облегчающих отверстий

D₀ = 0,5·(d_f2-4δ+d_ст) = 0,5·(146,25 - 4·8 + 46) = 80,125 мм (43)

Принимаем D₀ = 80 мм.

Диаметр облегчающих отверстий

d₀ = (D₀–d_ст)/4 = (80 -46)/4 = 8,5 мм. (44)

Принимаем d₀ = 9 мм.

Количество облегчающих отверстий i = 4. Принимаю конструктивно.

3 Расчёт тихоходной закрытой цилиндрической прямозубой передачи

Рисунок 3 – Тихоходная закрытая цилиндрическая прямозубая передача

Исходные данные для расчёта зубчатой цилиндрической передачи редуктора выбираем из кинематического расчёта привода.

Мощность на валу шестерни Р₂ = 2,88 кВт;

угловая частота вращения шестерни ω₂ = 24,94 рад/с;

число оборотов шестерни n₂ = 238,3об/мин;

вращающий момент ведомого колеса Т₂ = 115Н·м;

мощность на валу ведомого колеса Р₃ = 2,17 кВт;

угловая частота вращения ведомого колеса ω₃ = 5,6 рад/с;

число оборотов ведомого колеса n₃ = 52,96об/мин;

вращающий момент на валу ведомого колеса Т₃ = 391Н·м;

передаточное число зубчатой цилиндрической передачи u₂ = 4,5

2.1Назначаю материал зубчатых колёс:

- для шестерни – сталь 40Х, улучшение , твёрдостью 270 НВ, для которой допустимое контактное напряжение [σ_к]₂ = 555 МПа, допустимое напряжение при изгибе [σ_и]₂ = 235 МПа [1, табл.1],

- для колеса – сталь 40Х, нормализация, твёрдостью 235 НВ, для которой [σ_к]₃ = 540 МПа, [σ_и]₃ = 225 МПа [1, табл.1].

Общее допустимое контактное напряжение для зубчатых колёс: в прямозубой передачи [σ_к] = [σ_к]₃ = 540 МПа.

2.2 Межосевое расстояние

а = К_а·(u₂+1)· =49,5·(4,5+1)· =153,13 мм,

где Т₃ = 391 · 10³Н·мм;

[σ_к] = 540 МПа;

К_а – числовой коэффициент

для прямозубой передачи К_а = 49,5

ψ_ва – коэффициент ширины венца зубчатого колеса

ψ_ва= 0,500 [1, табл.2]

к_β = 1,07 [1, табл.3]

Полученное значение округляем по ГОСТу а = 160 мм [1, табл.4].

2.3 Модуль зацепления передачи

m = (0,01…0,02)·а = (0,01…0,02)·160 = 1,6…3,2 мм. (20)

Принимаем по ГОСТу m = 2,5 мм [1, табл.5].

2.4 Число зубьев шестерни

z₂ = = = 23,27(21)

Принимаем z₂ = 23

Число зубьев колеса

z₃ =z₂ · u₂ = 23 · 4,5 = 103,5 (22)

Принимаем z₃ = 104.

2.5 Назначаю угол наклона зуба:

для прямозубой передачи β = 0⁰

2.6 Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

- для шестерни

d₂ =m · z₂/cosβ = 2,5·23/cos0⁰ = 57,5 мм; (23)

- для колеса

d₃ = m·z₃/cosβ = 2,5·104/cos0⁰ = 260мм. (24)

Диаметр выступов зубьев

- для шестерни

d_a2= d₂ + 2m = 57,5 + 2·2,5 = 62,5 мм; (25)

- для колеса

d_a3= d₃ + 2m = 260 + 2 · 2,5 = 265 мм. (26)

Диаметр впадин зубьев

- для шестерни

d_f2= d₂ – 2,5m = 57,5 – 2,5·2,5 = 51,25 мм; (27)

- для колеса

d_f3= d₃ – 2,5m = 260 – 2,5·2,5 = 253,75 мм. (28)

Ширина венца зубчатых колёс

- для колеса

b₃ = ψ_ва ·а = 0,500·160 = 80 мм; (29)

- для шестерни

b₂ = b₃ + 5 = 80 + 5 = 85мм. (30)

2.7 Окружная скорость передачи

v = π·d₂· n₂ /60 = 3,14·0,0575·238,3/60 = 0,72 м/с (31)

где d₂ = 57,5 мм =0,0575 м;

n₂ = 238,3 об/мин.

2.8 Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи

S = 9 [1, табл.6]

2.9 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

σ_к= к_z·≤ [σ_к] МПа, (32)

где Т₃ = 491·10³Н·мм;

d₃ = 260мм;

к_α – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

для прямозубой передачи к_α = 1;

к_z– коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колёс:

для прямозубых передач к_z = 487.

σ_к=487· = 503,43 МПа < [σ_к] = 540 МПа.

2.10 Эквивалентное число зубьев для шестерни

- для шестерни

z_v2= z₂ / cos³β = 23/1 = 23; (33)

- для колеса

z_v3= z₃ / cos³β = 104/1 = 104. (34)

2.11 Коэффициент формы зуба

- для шестерни Y_F2= 3,90 [1, табл.9];

- для колеса Y_F3= 3,60 [1, табл.9].

2.12 Находим отношение

- для шестерни

[σ_u2] / Y_F2= 235/3,90 = 60,26; (35)

- для колеса

[σ_u3] / Y_F3= 225/3,60 = 62,5.

Расчёт на изгиб проводим для того колеса, у которого это отношение меньше.

2.13 Проверочный расчёт на изгиб

σ_u2 = ≤ [σ_u2], (36)

где Y_β– коэффициент наклона зуба

для прямозубых колёс Y_β = 1;

Т₂ = 115·10³Н·мм – вращающий момент на ведущем валу привода;

b₂ =85 мм – ширина венца шестерни;

m= 2,5 мм – модуль зацепления передачи.

σ_u2 = = 78,55 МПа < [σ_u2] = 235 МПа.

2.14 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого колеса

δ = (2,5 …4) ·m = (2,5…4)·2,5 = 6,25…10 мм (37)

Принимаем δ = 8 мм.

Толщина диска

с = (0,2…0,3)·b₃ = (0,2…0,3)·80 = 16…24 = мм (38)

Принимаем с = 20 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом

d_в ≥ = = 46,14мм, (39)

где Т₂ = 491 · 10³Н·мм;

[τ_к] = 25 МПа – допустимое напряжение при кручении.

Принимаем d_в= 47 мм.

Диаметр ступицы колеса

d_ст= 1,6·d_в = 1,6·47= 75,2 мм= 75 мм. (40)

Длина ступицы колеса

L_ст = b₃ + 10 = 80 + 10 = 90 мм. (41) Размер фаски под вал

n = 2,5мм [1, табл.8].

Размер фаски колеса

n₁ = 0,5· m = 0,5·2,5 = 1,25 мм. (42)

Диаметр расположения облегчающих отверстий

D₀ = 0,5·(d_f3-4δ+d_ст) = 0,5·(253,75 - 4·8 + 75) = 147,575 мм (43)

Принимаем D₀ = 148 мм.

Диаметр облегчающих отверстий

d₀ = (D₀–d_ст)/4 = (148 -75)/4 = 18,25 мм. (44)

Принимаем d₀ = 19 мм.

Количество облегчающих отверстий i = 4. Принимаю конструктивно.

Литература

1 Козлова С.Н. Детали машин: методические указания к курсовому проектированию./ С.Н. Козлова. – Саратов: СГТУ, 1997.

2 Кузьмин А.В. и др. Расчёты деталей машин / А.В. Кузьмин. – Минск: Высшая школа, 1986.

3 Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование привод / Д.В. Чернилевский. – М.: Машиностроение, 2003.

22