Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовий проект з технічної механіки

Розрахунок приводу стрічкового транспортеру і проектування одноступінчатого редуктора загального призначення

Зміст

Вступ

1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

3. Розрахунок ланцюгової передачі

4. Попередній розрахунок валів редуктора

5. Конструктивні розміри шестерні й колеса

6. Конструктивні розміри корпуса й кришки

7. Перевірка довговічності підшипників

8. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

9. Уточнений розрахунок валів

10. Вибір сорту масла

11. Вибір посадок деталей редуктора

Список використаної літератури

Вступ

Редуктором називають механізм, який складається із зубчастих коліс, виконаний у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до вала робочої машини.

Призначення редуктора - пониження кутової швидкості і відповідно підвищення крутного моменту веденого вала у порівнянні з ведучим.

Редуктор складається із корпуса, в якому розміщують елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т. д. Перевагою зубчастих передач є: високий ККД, постійність передавального відношення і широкий діапазон потужностей. В окремих випадках в корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащування зчеплень і підшипників або пристрої для охолодження.

Редуктори класифікують за основними ознаками: типу передачі (зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні), числу ступенів (одноступінчаті, двохступінчаті і т. д.), типу зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д.), відносному розміщенню валів редуктора у просторі (горизонтальні, вертикальні), особливостям кінематичної схеми (розгорнута, співвісна, з розгорнутим рівнем і т. д.).

У даному випадку редуктор представляє собою прямозубу передачу, є одноступінчатим і встановлений з горизонтальним розміщенням валів. Необхідно розрахувати привод стрічкового транспортеру і спроектувати одноступінчатий редуктор загального призначення.

Вихідні дані:

Потужність на вихідному валу привода, Р = 2,2 кВт.

Частота обертання вихідного вала привода, n = 150 об/хв..

1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

Коефіцієнт корисної дії привода

По таблиці 1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс з_з.к. = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, з_п = 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті з_м = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати в ланцюговій передачі з_л = 0,92.

0,98*0,99*0,98 = 0,95

0,95*0,98*0,99 = 0,92

0,92*0,99 = 0,91

Загальний КПД привода:

= 0,98² * 0,99⁵ * 0,98²*0,92 = 0,8

Вибір електродвигуна

Необхідна потужність електродвигуна:

Р_тр=Р₃/ =2,2/0,8=2,75 кВт,

Частота обертання вихідного вала:

n = 150 об/хв.

При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.

За ДСТ 19523-81 по необхідній потужності Р_тр = 2,75 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений серії 4А тип 90L2, закритий, що обдувається, із синхронною частотою обертання n = 3000 об/хв з діаметром вихідного валу d = 28 мм і ковзанням S=5,4 %.

Номінальна частота обертання двигуна:

де: n_дв - фактична частота обертання двигуна, хв^-1; n - частота обертання, хв^-1;

s - ковзання, %;

Визначення передатного числа для редуктора і ланцюгової передачі

Передатне відношення редуктора і ланцюгової передачі:

u=n_дв/n =2838/150=18,92

u = u_1*u₂, де

- передатне число ланцюгової передачі, приймаємо рівним 5;

- передатне число редуктора, буде дорівнювати 18,92/5 = 3,784.

Частота обертання колеса n₂= 2838/5 Ч 3,784 = 150 об/хв

Кутова швидкість на валу електродвигуна щ = 2рn/60 = 2*3,14*2838/60 = 297 рад/с.

Визначення крутного момента на валу електродвигуна

Т = Р/ щ = 3*1000/297) = 10,1 Нм

Визначення крутного момента на вхідному валу редуктора

T₁ = T* з_л* з_п*u₁

Т₁ = 10,1*0,92*0,99*5 = 46,0 Нм

Визначення крутного момента на вихідному валу редуктора T₂ = T₁* з_з.к.*u₂

Т₂ = 46,0*0,98*3,784 = 170,6 Нм.

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Вибір матеріалу

Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - покращення, НВ 200.

Контактні напруги, що допускаються, по формулі

, МПа

де: у_{Н lim b} - межа контактної витривалості, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерні: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КН - коефіцієнт довговічності

,

де: N_HO - базове число циклів напруг;

N_НЕ - число циклів зміни напруг;

Оскільки число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймаємо К_HL = 1.

[S_H] - коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й покращуваної сталі приймаємо [S_H] = 1,1 1,2.

Для шестерні: ;

для колеса: ;

тоді розрахункову контактну напругу визначаємо за формулою:

= 0.45(481+428)=410 МПа.

Міжосьову відстань визначаємо за формулою

, мм

де: К_а - для прямозубих коліс К_а = 49,5;

u₁ - передатне відношення редуктора;

Т₂ - крутний момент вихідного вала, Нмм;

К_Нв - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.

При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймаємо значення К_Нв по таблиці 3.1 [1]. К_Нв=1,25

[у_H] - напруга, що допускається гранично;

ш_ba - коефіцієнт відносної ширини коліс, при симетричному розміщенні коліс відносно опор ш_ba = 0,315.

мм

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66

а_w = 180 мм (див. с.36 [1]).

Нормальний модуль

m_n = (0,01 0,02)*а_w

де: а_w - міжосьова відстань, мм;

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*180= 1,8 3,6 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 m_n = 3.

Сумарне число зубів

,

де: а_w - міжосьова відстань, мм;

m_n - нормальний модуль, мм;



Число зубів шестерні

= 120/1+3,784 = 25

Число зубів колеса

z₂ = z_с - z₁ = 120-25=95

Діаметри ділильні

Для шестерні: мм

Для колеса: мм

Перевірка:

Діаметри вершин зубів

Для шестерні: d_a1 =d₁+2m_n =75 + 2*3 = 81 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 285 + 2*3 = 291 мм

Ширина ободу

Колеса: b₂ = ш_ba * a_w = 0,315 * 180 = 57 мм

Шестерні: b₁ = b₂ + 5 = 57 + 5 = 62 мм

Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

,

де: b₁ - ширина зуба для шестерні, мм;

d₁ - ділильний діаметр шестерні, мм;



Окружна швидкість коліс

м/с

Ступінь точності передачі: для прямозубих коліс при швидкості до 15 м/с приймаємо 6-ю ступінь точності.

Коефіцієнт навантаження

По таблиці 3.5 [1] при ш_bd = 0,315, твердості НВ< 350 і симетричному розміщенні коліс коефіцієнт К_Нв = 1,1.

По таблиці 3.4 [1] при н = 11,1 м/с і 6-й ступені точності коефіцієнт К_Нб=1,3.

По таблиці 3.6 [1] для прямозубих коліс при швидкості менш 10 м/с К_Нх = 1,0.

= 1,1 * 1,3 * 1 = 1,43

Перевірка контактних напруг

, МПа

де: а_w - міжосьова відстань, мм;

Т₂ - крутний момент другого вала, Нмм;

К_Н - коефіцієнт навантаження;

u₁ - передатне відношення ланцюгової передачі;

b₂ - ширина колеса, мм;

Умова міцності виконана.

Сили, що діють у зчепленні

У зчепленні діють сили:

окружна , Н

де: Т₁ - крутний момент на вхідному валу редуктора, Нмм;

d_{1 -} ділильний діаметр шестерні, мм;

радіальна , Н

де: б - кут зачеплення, °;

Fr =1267*tg20?=1267*0,364=461 Н

Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

, МПа

де: F_t - окружна сила, Н;

Коефіцієнт навантаження К_F = K_Fв * K_Fн

По таблиці 3.7 [1] при ш_bd = 0,315, твердості НВ ‹ 350 і симетричному розміщенні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт К_Fв = 1.1.

По таблиці 3.8 [1] для прямозубих коліс 6-ї ступені точності й швидкості 11,1 м/с коефіцієнт К_Fх = 1,3.

Таким чином, К_F = 1,1 * 1,3 = 1,43.

Коефіцієнти Y_F1 = 3,85 і Y_F2 = 3,6 (див. стор. 42 [1].

Визначаємо коефіцієнти Y_в і К_Fб

Y_в= 1,0;

,

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття е_б = 1,5; ступінь точності n = 6.

Допустимі напруги при перевірці на вигин визначаємо за формулою:

, МПа

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклу вигину = 1,8 НВ.

Для шестерні = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [S_F]' = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [S_F]» = 1 для кувань і штампувань.

електродвигун редуктор вал підшипник

Напруги, що допускаються:

Для шестерні

Для колеса

Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відношення:

Для шестерні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса:

Умова міцності виконана.

3. Розрахунок ланцюгової передачі

Ланцюгова передача виконана з однорядним ланцюгом, навантаження з легкими поштовхами, міжосьова відстань а = 40 р, передача горизонтальна, регулювання натяжіння ланцюга - нерегульоване, змащування ланцюга періодичне, робота двозмінна. Передатне число і = 5.

По табл. 10.3 [5] приймаємо число зубів малої зірочки z₁ = 21. Число зубів великої зірочки знаходимо за формулою

z_{2 =} z_1* і = 5*21 = 105.

Крутний момент на малій зірочці Т = 170,6 Нм.

По табл. 10.5 [5] інтерполюванням знаходимо [p] =32,0 н/мм² для щ = 15,7 рад/с.

Згідно умовам роботи приймаємо К_дин = 1, К_А = 1 при а = 40 р, К_С = 1,5, К_и =1, К_Р = 1,25, К_РЕГ = 1,1.

Обчислимо коефіцієнт експлуатації:

К = К_дин К_А К_С К_и К_и К_РЕГ = 1*1*1,5*1*1,25*1,1 = 2,06.

Крок ланцюга обчислимо за формулою:

По ГОСТ 10947-74 приймаємо ланцюг з кроком p = 19,05 мм, для якої d = 5,96 мм, В = 17,75 мм, q = 24,52 н/м.

Для вибраного ланцюга з р = 19,05 мм по табл.10.2 [5] інтерполюванням визначаємо щ_max= 15,7 рад/с. В даному випадку умова щ_< щ_max 15,7_<153) дотримана.

Середня швидкість ланцюга:

Окружне зусилля, що передається ланцюгом:

Н

Розрахунковий тиск в шарнірах:

Н/мм² < [p]

Міжосьова відстань:

мм

Довжина ланцюга в кроках:

Приймаємо Lp=148

Діаметри ділильних кіл зірочок:

мм

мм

Навантаження на вал зірочки:

k_b=1,15 i P=331 H

Н

Н

4. Попередній розрахунок валів редуктора

Вхідний вал

Матеріал - cталь 45 покращена.

Діаметр вихідного кінця

, мм

де: Т-Крутний момент, Нмм;

- допустиме навантаження Н/мм²; Н/мм².

мм

Оскільки вал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно узгодити діаметри ротора d_дв і вала d_в1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали зі співвідношенням d_в1:d_дв 0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигуна d_дв=28 мм. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт під d_дв=28 мм і d_в1=22 мм.

Приймемо під підшипник d_п1=30 мм.

Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.

Вихідний вал

Матеріал - сталь 45 покращена. .

Діаметр вихідного кінця

мм

Тут, допустиме навантаження Н/мм²

Вибираємо муфту МУВП за ДСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під d_в2=32мм. Діаметр під підшипник приймемо d_П2=35 мм. Діаметр під колесо d_зк= 40мм.

5. Конструктивні розміри шестерні й колеса

Розміри коліс визначаємо з наступних формул:

діаметр западин зубів: d_f=d₁-2.5m_n, мм

діаметр маточини: , мм

довжина маточини: , мм

товщина обода: , мм., але не менш 8 мм.

товщина диска: , мм

діаметр отворів: , мм D_o=d_f-2 мм

фаска: n=0.5m_n x 45^o =1,5 x 45^o

Всі розрахунки зводимо в таблицю:

	z	mn	b, мм	d, мм	da, мм	df, мм	dст, мм	Lст, мм	, мм	С, мм
Редуктор	шестерня	25	3	62	75	81	67,5	-	-	-	-
	колесо	95	3	57	285	291	277,5	64	70	8	18

6. Конструктивні розміри корпуса й кришки

Розрахунок проведемо по формулах (табл. 10.2, 10.3[1]):

Товщина стінки корпуса: мм.

Товщина стінки кришки редуктора: мм.

Товщина верхнього пояса (фланця) корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса (фланця) кришки корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса корпуса: мм., приймемо р=20 мм.

Товщина ребер підстави корпуса: мм., приймемо m=8 мм.

Товщина ребер кришки корпуса: мм, приймемо m=7 мм.

Діаметри болтів:

- фундаментальних: мм, приймаємо болти з різьбленням М18;

- які кріплять кришку до корпуса підшипників: мм, приймаємо болти з різьбленням М14;

- які кріплять кришку з корпусом: мм., приймаємо болти з різьбленням М10;

Гніздо під підшипник: діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника, діаметр гнізда: D_k=D₂+(2-5) мм.

Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії наведені в таблиці:

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм	С	Со
306	30	72	19	21,6	14,8
307	35	80	21	25,7	17,6

Розміри штифта: діаметр мм, довжина мм.

З табл. 10.5[1] приймаємо штифт конічний ГОСТ 3129-70

мм, мм.

Зазор між торцем шестірні з однієї сторони й маточини з іншою та внутрішньою стінкою корпуса А₁=1,2 =1,2*8=10 мм.

Зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса, а також відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпуса А= =8 мм.

7. Перевірка довговічності підшипників

Вхідний вал

Епюра моментів вала шестерні (додатки)

Визначаємо реакції опор вала шестерні.

1) Площина YZ.

2) Площина XZ:

Визначимо радіальні навантаження на підшипник:

Н

Н

Розрахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику, розміщеному на опорі А.

Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження:

де F_r - максимальне навантаження на підшипник, F_r=R_A=1097 H;

V - коефіцієнт обертання кільця, V=1, оскільки обертається внутрішнє кільце;

- коефіцієнт динамічності, дорівнює 1,3;

- температурний коефіцієнт, дорівнює 1.

H

Визначимо довговічність підшипника, в млн. об.

де а₁ - коефіцієнт, що враховує надійність підшипника, а₁=1;

а₂₃ - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і термообробку, а₂₃=0,75 для шарикопідшипників;

p - показник ступені кривої втомленості, для шарикопідшипників p=3.

млн. об.

Визначимо довговічність підшипника в годинах:

год

Ресурс роботи підшипника перевищує мінімально допустиму довговічність підшипників для зубчастих редукторів, отже підшипник придатний.

Вихідний вал

Епюра моментів вала колеса (додатки)

Визначаємо реакції опор вала шестерні.

1) Площина YZ.

3) Площина XZ:

Визначимо радіальні навантаження на підшипник:

Н

Н

Обидва підшипники навантажені однаково, розрахунок будемо вести по підшипнику, розміщеному на опорі С.

Визначимо еквівалентне динамічне навантаження:

де F_r - максимальне навантаження на підшипник, F_r=R_D=1027 H;

V - коефіцієнт обертання кільця, V=1, оскільки обертається внутрішнє кільце;

- коефіцієнт динамічності, дорівнює 1,3;

- температурний коефіцієнт, дорівнює 1.

H

Визначимо довговічність підшипника, в млн. об.

де а₁ - коефіцієнт, що враховує надійність підшипника, а₁=1;

а₂₃ - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і термообробку, а₂₃=0,75 для шарикопідшипників;

p - показник ступені кривої втомленості, для шарикопідшипників p=3.

млн. об.

Визначимо довговічність підшипника в годинах:

год

Ресурс роботи підшипника перевищує мінімально допустиму довговічність підшипників для зубчастих редукторів, отже підшипник придатний.

8. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

В таблиці приведені розміри шпонок.

Діаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Висота шпонки h, мм	Глибина паза вала t, мм	Глибина паза втулки t1, мм
30-38	10	8	5	3,3
38-44	12	8	5	3,3
44-50	14	9	5,5	3,8
50-58	16	10	6	4,3

Напруги зминання розраховуємо, використовуючи формулу умови міцності :

Допустимі напруги зминання при сталевій маточині =100...120 МПа.

Вхідний вал

При d=22 мм; ; t₁=2,8 мм; довжині шпонки l=28 мм; крутний момент Т₁= 46,0Нм

Вихідний вал

При d=40 мм; ; t₁=3,3 мм; довжині шпонки l=63 мм; крутний момент Т₂=170,6 Нм

При d=32 мм; ; t₁=3,3 мм; довжині шпонки l=40 мм; крутний момент Т₂=170,6 Нм

9. Уточнений розрахунок валів

Вихідний вал

Матеріал вала - сталь 45 покращена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

Перетин А-А

Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза

приймаємо

Момент опору крутіння при d=40 мм; b=12 мм; t₁=3,3 мм

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перетині А-А

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

,

 величина дуже маленька тому її враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

Перетин В-В

Згинальний момент у перетині B-B дорівнює нулю:

=0, тож розрахунок результуючого коефіцієнту запасу міцності не проводимо.

10. Вибір сорту масла

Змащення зубчастого зчеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, яке заливається в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Обсяг масляної ванни визначаємо з розрахунку 0.25 дм³ масла на 1кВт переданій потужності: V=0.25*4=1,0 дм³. По таблиці 10.8[1] встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах 401,7 МПа й швидкості v=11,1 м/с в'язкість масла повинна приблизно дорівнювати 18*10^-6 м²/с.

По таблиці 10.10[1] приймаємо масло індустріальне І-30А (за ДСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.

11. Посадки деталей редуктора

Посадки призначаємо відповідно до вказівок, які є в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчастого колеса на вал H7/p6 за ДСТ 25347-82.

Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.

Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по H7.

Інші посадки призначаємо, користуючись даними табл. 10.13[1].

Cписок використаної літератури

Чернавський С.О. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів .- К., 2004.

Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1984.

Палей М.А. Допуски й посадки: Довідник: В 2ч. Ч.1. - К., 2005.

В.И.Анурьєв Довідник конструктора-машинобудівника: т.1,2,3. - К., 2004.

Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1983.

Павлов Я. М. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1984.

Размещено на Allbest.ru

...