СамГУПС
Кафедра«Детали машин»
Расчетно-пояснительная записка ккурсовой работе
Содержание
Задание на проектирование
1 Краткое описание структуры и принцип работы механизма
2 Выбор электродвигателя
3 Кинематический расчет
3.1 Определение передаточного отношения и разбиение его поступеням
3.2 Определение окружных и угловых скоростей зубчатых колес
4 Определение крутящих моментов на валах с учетом КПД.
5 Предварительный расчет валов по передаваемым моментам
6 Расчет тихоходной ступени
6.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес
6.2 Определение допускаемых напряжений: контактных и изгибных
6.3 Геометрический расчет зубчатой передачи
6.4 Расчет действительных контактных и изгибных напряжений исравнение их с допускаемыми
7 Расчет отклонений от геометрической формы рабочего чертежазубчатого колеса
Список использованной литературы
Задание напроектирование
Задание 10
Вариант 8
Рассчитать колесатихоходной ступени привода ленточного конвейера.
/>
Исходные данные:
Мощность на приводномбарабане Р3, кВт: 2,2.
Угловая скорость ω3, рад/с: 4,2.
Ресурс tΣ, ч: 20000.
1Краткое описание структуры и принцип работы механизма
Проектируемыйпривод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя кприводному валу ленточного конвейера. В состав данного привода входят:
1.Электродвигатель.
2.Муфта.
3.Редуктордвухступенчатый соосный.
4.Муфта.
5.Приводнойвал конвейера.
Рассмотримболее подробно составные части привода. Вращательное движение отэлектродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кромепередачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность валадвигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкоеприменение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительноеизменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Двухступенчатыйсоосный редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу,при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине.
Ещеодна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора кприводному валу ленточного конвейера. Кроме передачи вращательного движениямуфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводноговала конвейера.
2Выбор электродвигателя
Расчет ведем по [1].
Требуемая мощностьдвигателя:
Рэ потр = Р3/ ηобщ, где:
ηобщ = ηред · ηм2 · ηп — общийКПД привода.
ηред – КПД редуктора.
ηред = ηцп2 · ηп3
По таблице 1.1 из [1]:
ηцп = 0,96…0,98; принимаем ηцп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрическойпередачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηм = 0,98 – КПД муфты.
ηред = 0,972 · 0,993= 0,91
ηобщ = 0,91 · 0,982 · 0,99 =0,87
Рэ потр = 2,2/ 0,87 = 2,53 кВт.
Частота вращения валаэлектродвигателя:
nэ = nвых · U1 · U2, где:
U1 – передаточное число первой ступени;
U2 – передаточное число второй ступени.
По таблице 1.2 из [1]примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
U1 = 4;
U2 = 3.
nвых = 30ω3 / π= 30 · 4,2 / 3,14 = 40,1 об/мин
nэ = 40,1 · 4 · 3 = 481,2 об/мин
По таблице 24.8 [1]выбираем электродвигатель АИР112МВ8: Р = 3 кВт; n = 709 об/мин.
3 Кинематическийрасчет
3.1 Определениепередаточного отношения и разбиение его по ступеням
Общее передаточное числопривода:
Uобщ = Uред = n/nвых = 709/40,1 = 17,68
По таблице 1.3 [1]:
U1 = Uред / U2 = 17,68 / 4,63 = 3,82
U2 = 0,9/>= 1,1/>= 4,63
3.2 Определениеокружных и угловых скоростей зубчатых колес
Частота вращения валов:
n1 = n =709 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 709 / 3,82 = 185,6 об/мин;
n3 = nвых = 40,1 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 709 / 30 = 74,2 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 185,6 / 30 = 19,4 рад/с;
ω3=ωвых = 4,2 рад/с.
4 Определение крутящихмоментов на валах с учетом КПД
Вращающие моменты навалах:
Твых = Р3/ ω3 = 2,2 · 103 / 4,2 = 524 Н·м;
Т3 = Твых/ (ηм · ηп ) = 524 /(0,98 · 0,99) = 540 Н·м;
Т2 = Т3/ (ηцп · U2) = 540 / (0,97 · 4,63) = 120,2 Н·м;
Т1 = Т2/ (ηцп · U1) = 120,2 / (0,97 · 3,82) = 32,4 Н·м.
Мощности на валах:
Р1 = Р · ηм · ηп = 3 · 0,98· 0,99 = 2,91 кВт;
Р2 = Р1· ηцп · ηп = 2,91 · 0,97 · 0,99 = 2,79 кВт;
Р3’ = Р2· ηцп · ηп = 2,79 · 0,97 · 0,99 = 2,68 кВт;
Р3 = Рвых= 2,2 кВт.
5 Предварительныйрасчет валов по передаваемым моментам
Расчет ведем по ГОСТ24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69и рекомендациями [1].
В качестве материалавалов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Проектный расчетбыстроходного вала.
Диаметр вала:
dб ≥ (7…8)/>= (7…8)/>= 22,3…25,5
Быстроходный валсоединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД = 32 мм. Значения диаметров, соединяемых валов недолжны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно dM ≈ 0,75dД. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты набыстроходный вал dб = 25 мм.
Диаметр под подшипники:
dбп ≥ dб + 2t = 25 + 2 · 2,5 = 30 мм, где t = 2,5 из [1].
Принимаем: dбп = 30 мм (ГОСТ 27365-87).
dбп ≥ dбп+ 3r = 30 + 3 · 2,5 = 37,5 мм; принимаем:dбп = 38 мм.
Проектный расчетпромежуточного вала.
Диаметр вала:
dпр ≥ (6…7)/>= (6…7)/>= 29,6…34,5
Принимаем: dпр = 34 мм
Диаметр под подшипники:
dбпр = dпр – 3r = 34- 3 · 2,5 = 26,5 мм, где r =2,5 из [1].
Принимаем: dбпр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).
По [1] определяемостальные конструктивные размеры:
dбк ≥ dпр + 3f = 34+ 3 · 1,2 = 37,6 мм; принимаем: dбк = 38 мм.
dбп ≥ dбпр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: dбп = 36 мм.
Проектный расчеттихоходного вала.
Диаметр вала:
dт ≥ (5…6)/>= (5…6)/>= 40,6…48,8
Принимаем: dт = 42 мм
Диаметр под подшипники:
dбт ≥ dт + 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].
Диаметр под подшипникипринимаем dбт = 50 мм (ГОСТ 8338-75).
dбп ≥ dбт+ 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: dбп = 60 мм.
6 Расчет тихоходнойступени
6.1 Выбор материала итермообработки зубчатых колес
По таблице 2.1 [1]выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2;σв = 780 МПа; σт = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;
285,5 НВСР1;σв = 890 МПа; σт = 650 МПа; τ = 380 МПа.
6.2 Определениедопускаемых напряжений: контактных и изгибных
Допускаемые контактныенапряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2[1]:
[σ]H1 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H2 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F1 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ]F2 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[σ]H1max = 2,8σт = 2,8 · 650 = 1820 МПа
[σ]H2max = 2,8σт = 2,8 · 540 = 1512 МПа
[σ]F1max = 2,74 HBCP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[σ]F2max = 2,74 HBCP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Для дальнейших расчетовпринимаем: [σ]H = [σ]H2 = 514 МПа.
6.3 Геометрическийрасчет зубчатой передачи
Исходные данные: U2 = 4,63; Т3 = 540 Н·м; n3 = 40,1 об/мин.
αw2 ≥ Кα(U2 + 1) /> = 4950 · (4,63 + 1) /> = 0,1892 м
Кα = 4950– для прямозубых передач [1].
КНβ = 1 –при постоянной нагрузке [1].
ψd = 0,5 ψα(U2 + 1) = 0,5 · 0,25 (4,63 + 1) = 0,70
Принимаем: ψα = 0,25 [1].
ТНЕ2 = КНДТ3 – эквивалентный момент на колесе, где:
КНД = КНЕ/> ≤1
Коэффициентэквивалентности:
КНЕ = 0,56(таблица 2.4 [1])
NHG = (HBcp)3 = 248,53 =1,53 · 107 – базовое число циклов нагружений.
КНД = 0,56 ·/> =0,82
ТНЕ2 = 0,82 ·540 = 443 Н·м.
Принимаем межосевоерасстояние по стандартному ряду: αw2 = 180 мм.
Предварительные основныеразмеры колеса:
d2 = 2 αw2 U2 / (U2 + 1) = 2 · 180 · 4,63 / (4,63 + 1) = 296 мм – делительныйдиаметр
b2 = ψα αw2 = 0,25 ·180 = 45 мм
Модуль передачи:
m ≥ /> = /> = 0,002 м
Km = 6,6 – для прямозубых колес [1].
ТFЕ2 = КFД Т3 – эквивалентный момент на колесе, где:
КFД = КFЕ /> ≤ 1
Коэффициентэквивалентности:
КFЕ = 0,68 (таблица 2.4 [1])
NFG = 4 · 106 – базовое числоциклов нагружений.
КFД = 0,68 ·/> = 1
ТFЕ2 = 1 · 540 = 540 Н·м.
Принимаем m = 2 мм.
Суммарное число зубьев:
zΣ = 2 αw2 / m = 2· 180 / 2 = 180
Число зубьев шестерни иколеса:
z1 = zΣ / (U2 + 1) = 180 / (4,63 + 1) = 32
z2 = zΣ — z1 = 180 – 32 = 148
Фактическое передаточноечисло:
U2ф = z2 / z1 = 148/32 = 4,625
Отклонение от заданногопередаточного числа: 0,1%
Делительные диаметры:
d1 = m z1 = 2 · 32 = 64 мм
d2 = 2 αw2 — d1= 2 · 180 — 64 = 296 мм
Диаметры окружностивершин и впадин зубьев:
da1 = d1 + 2(1 + х1 – у)m = 64 + 2 · 2 = 68 мм
df1 = d1 – 2(1,25 – х1)m = 64 – 2,5 · 2 = 59 мм
da2 = d2 + 2(1 + х2 –у)m = 296 + 2 · 2 = 300 мм
df2 = d2 – 2(1,25 – х2)m = 296 – 2,5 · 2 = 291 мм
x1 = x2 = 0; y = -(αw2– α)/m = -(180 – 180)/2 = 0 – коэффициентвоспринимаемого смещения.
α = 0,5m(z2 + z1) = 0,5 · 2 (148 + 32) = 180 –делительное межосевое расстояние
Размеры заготовок колес:
Dзаг = da2 + 6 = 300 + 6 = 306 мм > Dпред = 125 мм
Сзаг = 0,5b2 = 0,5 · 45 = 22,5 мм
Sзаг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред = 80 мм
Заменим материал колесана сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
Dпред = 315 мм
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft1 = Ft2= 2Т3 / d2 = 2 · 540 / 0,296 = 3649 H
радиальное: Fr1 = Fr2= Ft1 · tgα = 3649 · tg 20° = 1328 H
6.4 Расчетдействительных контактных и изгибных напряжений и сравнение их с допускаемыми
Расчетное напряжениеизгиба в зубьях колеса:
σF2 = FtЕ· КFα · КFβ · KFV · Yβ · YF2 / b2 · m ≤ [σ]F2
в зубьях шестерни:
σF1 = σF2YF1 / YF2≤ [σ]F1
КFα = 1 – для прямозубых колес. [1]
КFβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]
Окружная скорость взацеплении:
V = /> = 3,14 · 0,296 · 40,1 / 60 = 0,6 м/с
Назначим 9 степеньточности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].
KFV = 1,13 – коэффициент динамическойнагрузки, табл. 2.7 [1].
Yβ = 1 — β°/140 = 1
Коэффициент формы зуба: YF1 = 3,7, YF2= 3,6, табл. 2.8 [1].
FtЕ = КFДFt = 3649 Н – эквивалентная окружнаясила.
σF2 = 3649 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,045 · 0,002 = 165МПа ≤ [σ]F2 = 256 МПа
σF1 = 165 · 3,7 / 3,6 = 170 ≤ [σ]F1 = 294 МПа
Условие выполняется.
Проверочный расчет зубьевпо контактному напряжению:
σН2 = />/>
КН = 3,2 · 105– для прямозубых колес [1]
КНα = 1; КНβ= 1 [1]; КНV= 1,05 табл. 2.9 [1].
σН2 = />/>= 512 МПа ≤ [σ]Н = 514 МПа
Условие выполняется.
7 Расчет отклонений отгеометрической формы рабочего чертежа зубчатого колеса
Расчет ведем по [1].
Допуск цилиндричностипосадочной поверхности (посадка зубчатого колеса на вал) назначают, чтобыограничить концентрацию контактных давлений.
Т ≈ 0,5t,
где t – допуск размера поверхности.
Поверхность Ø60Н7.Следовательно, t = 30 мкм.
Т ≈ 0,5 ∙ 30= 15 мкм.
Допуск перпендикулярноститорца ступицы задают, чтобы создать точную базу для подшипника качения,уменьшить перекос его колец и искажение геометрической формы дорожки качениявнутреннего кольца.
Т’ на диаметре dcт при l/d ≥ 0,7 по табл. 22.7 [1]. Степень точности допуска прибазировании шариковых подшипников – 8.
Т’ = 25 мкм.
Допуски симметричности ипараллельности шпоночного паза задают для обеспечения возможности сборкизубчатого колеса с валом и равномерного контакта поверхностей шпонки ишпоночного паза.
Допуск параллельностишпоночного паза:
Т’’ ≈ 0,5tшп,
где tшп – допуск ширины шпоночного паза.
На ширину шпоночного пазачаще всего задают поле допуска JS9.
Ширина шпоночного паза:18JS9. tшп = 43 мкм.
Т’’ ≈ 0,5∙ 43= 21,5 мкм.
Допуск симметричностишпоночного паза:
Т’’’ ≈ 2tшп = 2 ∙ 43 = 86 мкм.
Список использованнойлитературы
1. П.Ф. Дунаев,С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа»,1984 г.
2. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998