Привод конвейера (стр. 1 из 3)

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Восточно-Сибирский Государственный Технологический Университет

Кафедра «Детали машин»

Привод конвейера

Пояснительная записка к курсовому проекту

(С.2403.02.101.14.0000.ПЗ)

Разработал: студент

группы Д-1 АиАХ 08

Иванов С.А.

Результат защиты

г. Улан-Удэ

2010 г.

Содержание

Введение

Выбор электродвигателя

Кинематический расчет

Расчет цилиндрической передачи

Ориентировочный расчет валов

Проверка подшипников

Подбор и расчет шпонок

Выбор муфты

Способ смазки и подбор смазочного материала

Список использованных источников

Введение

Данный курсовой проект включает в себя расчетно-пояснительную записку с основными необходимыми расчетами одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой зубчатой передачей и графическую часть.

Целями данного курсового проекта являются:

1 Изучение теоретического материала и закрепление полученных знаний;

2 Самостоятельное применение знаний к решению конкретной инженерной задачи по расчету механизма;

3 Освоение необходимых расчетно-графических навыков и ознакомление с порядком выполнения начальных этапов проектирования элементов машин.

Техническое задание

1. мощность на выходном валу Р₂=10,0 кВт;

2. угловая скорость выходного вала ω₂=9,5*π рад/с;

3. срок службы привода L=10 лет;

4. коэффициент ширины ψ_ba=0.5

5. частота вращения n₁=727 об/мин.

Рисунок 1 – кинематическая схема привода.

Представить расчетно-пояснительную записку с расчетом привода.

Выполнить:

1. сборочный чертеж редуктора;

2. рабочие чертежи деталей редуктора.

1. Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_э.тр=Р₂/(η₁²*η_2*η₃) , Вт (1.1)

Где:

η₁=0,98 – КПД муфты

η₂=0,98 – КПД цилиндрической передачи закрытой;

η₃=0,99 – КПД подшипников.

Р_э.тр=10/(0,99²*0,97*0,99)=10,63 кВт.

Определяем диапазон частот вращения вала электродвигателя:

n_эдв=n₂*U_ред – требуемая частота вращения вала электродвигателя:

где n₂=30*ω₂/π=30*9,5* π/ π=285 мин^-1 – частота вращения выходного вала редуктора;

U_ред=2,4…6,3 – рекомендуемое значение передаточного числа цилиндрического редуктора;

При U_ред=2,5; n_эдв=285*2,5=712 мин^-1;

При U_ред=6,3; n_эдв=285*6,3=1795,5 мин^-1;

Выбираем двигатель АИР160S6, n_эдв=970мин^-1; Р_эдв=11кВт.

2. Кинематический расчет

Общее передаточное число

u=n_эдв/n₂=970/285=3,4

Частота вращения и угловая скорость валов

- Для ведущего вала:

n₁= n_эдв= 970мин^-1,

ω₁= π* n₁/30 = π*970/30 = 101,52 с^-1;

- Для ведомого вала:

n₂= n₁/U_ред= 970/3,4 = 285 мин^-1,

ω₂= π* n₂/30 = π*285/30 = 29,83 с^-1;

Крутящие моменты на валах

- Для ведомого вала:

Т₂ = Р₂/ω₂ = 1000/(9,5* π)=335 Н*м;

- Для ведомого вала:

Т₁ = Т₂/(u* η₁²*η₂) = 335/(3,4*0,995²*0,98) = 103,78 Н*м.

3. Расчет цилиндрической передачи

Для цилиндрической передачи назначаем косозубые колеса.

Материал для изготовления:

1) шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ = 269…302. Примем НВ₁ = 290

2) колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ = 235…262. Примем НВ₂ = 240.

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные [σ]_Н и изгибные [σ]_F напряжения вычисляют по следующим формулам:

[σ]_H = (σ_Hlim*Z_N*Z_R*Z_V)/S_H(3.1)

Z_N=1 – коэффициент долговечности;

Z_R=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

Z_V=1 – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

S_H=1,1 – коэффициент, запаса прочности для улучшенных сталей

σ_Hlim=2 HBср+70 – для улучшенных сталей

σ_Hlim =2*290+70=650МПа

- Для шестерни:

σ_Hlim=2*290+70=650 МПа

- Для колеса:

[σ]_H₂= 2*240+70= 550 МПа

Допускаемые напряжения изгиба зубьев.

[σ]_F = σ_Flim * Y_F*Y_R*Y_A/ S_F(3.2)

σ_Flim = 1,75НВ_ср – для улучшенных сталей

- Для шестерни:

[σ]_F₁ = 1,75*290= 507,5 МПа

- Для колеса:

[σ]_F₂ = 1,75*240=420МПа

Межосевое расстояние (предварительное значение):

a_w^’ = k(u ± 1)³

(3.3)

a_w^’ = 10 (2,55+1)³

= 133 мм.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

a_w = k_a(u+1)³

(3.4)

где

К_а= 450 – для прямозубых колес;

К_Н- коэффициент нагрузки;

К_Н = К_HV*K_Hβ*K_Hα (3.5)

Коэффициент внутренней динамики нагружения, зависящий от степени точности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей (выбирается по таблице)

K_HV= 1,15

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине:

K_Hβ = 1+(K_Hβ⁰- 1)K_HW(3.6)

Коэффициент:

ψ_bd= 0,5*ψ_ba(u+1) (3.7)

ψ_bd = 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875

К_Hβ⁰ = 1,03 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы (выбирается по таблице)

K_Hβ = 1+(1,03-1)*0,28=1,0084

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

К_Hα = 1+(К⁰_Hα-1) К_HW (3.8)

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

для прямозубых передач

К_Hα⁰ = 1+0,06(n_c_т- 5) (3.9)

Где n_c_т– степень точности. Назначаем степень точности n_c_т = 8

К_Hα⁰ = 1+0,06(8 - 5) = 1,18

К_Hw=0,28 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, зависящий от окружной скорости ( находится по таблице для зубчатого колеса с меньшей твердостью)

Окружная скорость:

(3.10)

ν =

= 2,92

Принимаем ν =3.

К_Hα = 1+(1,18 - 1)*0,28=1,0504

Таким образом, подставив полученные значения в формулу (3.5), получим:

К_Н = 1,15*1,0084*1,0504 = 1,218

Тогда межосевое расстояние:

a_w = 450*(2,55+1)³

= 128,25 мм

округлим до кратного пяти. Принимаем а_w = 130 мм.

Предварительные основные размеры зубчатого колеса.

Диаметр колеса:

(3.11)

мм

Ширина зубчатого колеса:

b₂=ψ_ba*a_w (3.12)

b₂= 0,5*130 = 65 мм

принимаем b₂ = 63 мм.

Ширина шестерни:

b_{1 =}b₂ +(4…6) = 63+4 = 67 мм.

Модуль передачи.

Максимально допустимое значение модуля

m_max≈

(3.13)

m_max≈

Минимально допустимое значение модуля

m_min=

(3.14)

Коэффициент нагрузки для расчетов на изгибную прочность

K_F= K_FV*K_Fβ*K_Fα (3.15)

Где

K_FV = 1,03 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

K_Fβ = 0,18+0,82+1,03=1,0246 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

K_Fα = K⁰_Hα = 1,18 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_F = 1,3*1,0246*1,78 = 2,37

m_min=

В первом приближении принимаем значение модуля m = 3

Суммарное число зубьев.

(3.16)

β_min = 0

зубьев

Число зубьев шестерни.

(3.17)

зубьев

Число зубьев шестерни Z₁ должно быть в пределах 17≤Z₁≤25, поэтому изменяем модуль передачи m.

Принимаем m= 4 во втором приближении.

Суммарное число зубьев

зубьев

Число зубьев шестерни:

зубьев; 17˂18˂25

Число зубьев зубчатого колеса:

Z₂= Z_s- Z₁(3.18)

Z₂= 65 – 18 = 47 зубьев

Фактическое передаточное число.

(3.19)

Погрешность:

Δu =

≤ 3 % (3.20)