КУРСОВАЯ РАБОТА
«Проектирование приводатехнологического оборудования»
Задание
1. Выполнитьнеобходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы.
2.Разработать конструкторскую документацию:
– чертежобщего вида редуктора;
– чертежразреза редуктора;
– чертежкорпусной детали;
– рабочиечертежи деталей: чертеж тихоходного вала, чертеж зубчатого колеса, чертежкрышки подшипникового колесаТип ременной передачи Частота вращения ведомого вала Тип ременной передачи Тип цепи Режимы работы
Ревер-
сивность
Продолжи-
тельность включений%
Срок
Службы
в годах Коэффициент использования привода 5 55 плоско ременная ПР Легкий Н/Р 20 8 В течении года В течении суток 0,7 0,6
/>
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Введение
Объектомизучения расчетов и проектирования является привод технологическогооборудования состоящий из двигателя, ременной передачи и двухступенчатогоцилиндрического редуктора. Зубчатые редукторы подобного типа широкоиспользуются в приводе различных машин (транспортеры, металлорежущие станки ит.д.). Рассматриваемый привод служит для передачи крутящего момента наисполнительный орган – транспортер.
Дляпроектирования редуктора выполнены проектные и проверочные расчеты зубчатыхпередач. Спроектированы (ременные / цепные) передачи.
На основеэскизного проектирования полученные данные для прочностных расчетов валов иподшипников качения. Расчеты выполненные на основании современных подходов попроектированию зубчатых передач с использованием критерия работоспособности –прочности по контактным напряжениям. На основе методики расчета по ГОСТ ……….Полученные размеры принимаются стандартными по ГОСТ…………….
Конструкторскаячасть проекта выполнена с применением системы автоматизированногопроектирования «Компас» и «Autocad».
Пояснительнаязаписка состоит из 25-ти страниц, рисунков 2, список литературы 15наименований.
1. Выборэлектродвигателя
1.1 Расчет требуемой мощности
Требуемая мощностьэлектродвигателя, кВт
P1 = />,
где Рвых – выходная мощность на IV валу,
Рвых=5кВт;
η0– общий КПД привода,
η0 = η1*η2 *η3*η4;
здесь /> – КПД одной парыподшипников качения, />-КПДременной передачи, η3 –КПД цилиндрической передачи, η4 –КПД цепнойпередачи примем />= 0,99, />= 0.96, /> 0,98, η4=0,97
η0=0,99*0,96*0,98*0,97=0,85
Тогда P1= />=5,9 кВт
По требуемоймощности из табл. П. 1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 132S6 с ближайшей большейстандартной мощностью Pэ = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения nс = 1000 мин-1и скольжением S =3,3%.
Частотавращения вала электродвигателя
n1= nс (1 – />) = 1000/>/> мин/>
Общеепередаточное число привода
uo=/>=/>
Передаточноечисло зубчатой передачи
u’= />=/>= 2,93
Округлим u’ до ближайшегостандартного значения (табл. 3 [1]). Принимаем u= 3,15
1.2Частоты вращения валов
Частотывращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):
n1= 967 об/мин
n2= 483,5 об/мин
n3= 153,5 об/мин
n4= 51,2 об/мин
1.3Мощность на валах
Мощности,передаваемые валами:
P1 = Р/> = 5,9 кВт
P2 = Р/>/> = 5,61 кВт
P3= Р/>/> =5,33 кВт
P4= Р/>/> = 5,33 кВт
1.4Крутящие моменты, передаваемые валами
Крутящиемоменты, передаваемые валами, определяется по формуле
Ti = 9550/>.
Тогда T1= 58,3 Нм
T2= 110,8 Нм
T3= 331,6 Нм
T4= 955 Нм
Полученныеданные заносим в таблицу П2;
Таблица 2
№
вала
Ni
об/мин
Pi
кВт
Ti
Нм 1 967 5.9 58 2 483.5 5.61 111 3 153.5 5.33 332 4 51.2 5.12 955
2. Расчетцилиндрической прямозубой передачи
2.1 Выборматериалов
Исходные данные:
Тип зуба – Косой. Тип передачи – нереверсивная.
Крутящий момент на шестерне Т2 = 111 Н•м
Частота вращения шестерни n2=483,5 мин-1
Передаточное число u= 3,15
Режим нагружения – легкий
Коэффициент использования передачи:
в течение года – Kг = 0,7
в течение суток – Kс = 0,6
Cрок службы передачи вгодах – L = 8
Продолжительность включения – ПВ = 20%
Для выбора материалаопределим размеры характерных сечений заготовок по формулам:
Dm=20*/>=20*/>=65.6 мм
Sm=1.2*(1+U)*/>= 1.2*(1+3.15) */>=16.33 мм
Материалы выбираем потабл. 4 [1]
При выборе материалазаготовок должны выполняться следующие условия:
Dm= Dm1; Sm= Sm1.
Шестерня:
Материал – Сталь 45
Термическая обработка – Улучшение
Твердость поверхности зуба – 269–302 HB
Колесо:
Материал – Сталь 45
Термическая обработка – Улучшение
Твердость поверхности зуба – 235–262 HB
Средние значение твердости поверхности зуба и колеса:
HB1=0.5*(HB1min+HB1max)=0.5*(269+302)=285.5
HB2=0.5*(HB2min+HB2max)=0.5*(235+262)=248.5
2.2 Допускаемые контактные напряжения
/>HPj =/>
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;
sHlim j — предел контактной выносливости(табл. 5 [1]),
sHlim1 = 2HB1+70=641МПа
sHlim2 = 2HB2+70=567 МПа
SHj — коэффициентбезопасности (табл. 5 [1]),
SH1= 1,1 SH2= 1,1
KHLj- коэффициентдолговечности;
KHLj =/>/>1,
здесь NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений(табл. 4 [1]),
NH01= 23,5*10/> NH02 = 16.8*10/>/>
Коэффициент эквивалентности при действии контактныхнапряжений определим по табл. 6 [1] в зависимости от режима нагружения: />h =0,125
Суммарное время работы передачи в часах
th= 365L24KгКсПВ = 365*8*24*0,7*0,6*20 = 5887 ч
Суммарное число циклов нагружения
NSj = 60 njc th, NS2=/>
где с – число зацеплений колеса за один оборот, с= 1;
nj– частота вращенияj-го колеса, n2= 483,5 мин-1
NS1=/>1,71/>/>;NS2=/>=0,54/>/>
Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHEj= />h NΣj;
NHE1=0,21/>/>/> NHE2=0,07/>/>
Коэффициенты долговечности
KHL1= 1,02 KHL2= 1,16
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
sHP1=/>=594,38 МПа sHP2/>= 597,93 МПа
Для прямозубых передач sHP=sHP2, для косозубых и шевронных передач
sHP=0.45(sHP1+sHP2)=0,45*(594,38+597,93)=536,54 МПа/>sHPI
sHPI=1.23*sHP1=731.1 МПа
Допускаемые контактные напряжения передачи:
sHP=536.54 Мпа
2.3 Допускаемые напряжения изгиба
/>FPj=/>,
где sF limj — пределвыносливости зубьев при изгибе (табл. 7 [1]), sF limi=1.75*HBi
sF lim 1 =499,6 МПа sFlim 2 =434,9 Мпа
SFj — коэффициент безопасности приизгибе (табл. 7 [1]), SF1= 1,7, SF2= 1,7;
KFCj — коэффициент,учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 7 [1]) KFC1= 0,65, KFC2= 0,65
KFLj — коэффициентдолговечности при изгибе:
KFLj=/>/>1.
здесь qj – показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6 (табл. 6 [1]);
NF0– базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.
NFEj –эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFEj= />FjNΣj.
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгибаопределяется по табл. 6 [1] в зависимости от режима нагружения и способатермообработки:
/>F1 =0.038, />F2 =0.038,
NFE1 =/>=6,5/>, NFE2 =/>=2,1/>
KFL1 =/>, KFL2 =/>
Допускаемые напряжения изгиба:
/>FP1= />191,03МПа
/>FP2= />282,67МПа
2.4 Геометрическиепараметры передачи
Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:
/>=/>(u + 1)/>,
где /> –коэффициент вида передачи, />=410
KН – коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.
Коэффициент ширины зубчатого венца />= 0,4 (ряд на с. 4[1]).
Расчетное межосевое расстояние /> =121,84 мм
Округлим /> доближайшего большего стандартного значения (табл. 2 [1])
/> =125 мм.
Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передачстандартизован нормальный модуль mn)
mn= />=(0,01…0,02)125=(1,25…2,5)
Округлим mnдостандартного значения (табл. 1 [1]): mn= 2
Суммарное число зубьев:
Z/>=/>,
где />=/>для прямозубых передач, />=/> для косозубых передач и />=/> для шевронных передач.
Z/>=/>122,27
Значение Z/> округлим до ближайшего целого числа Z/>=123
Уточним для косозубых и шевронных передач делительныйугол наклона зуба:
/> =arccos />=/>/>
Число зубьев шестерни:
Z1=/>=/>=29,6
Округлим до ближайшего значения Z1=30
Число зубьев колеса:
Z2= Z/> –Z1=123–30=93
Фактическое передаточное число:
uф = />=/>=3,1
Значение uф не должно отличаться отноминального более чем на 2.5% при u/>4.5и более чем на 4% при u > 4.5.
/>u = 100 />=100/>
Поскольку Z1>17 примемкоэффициенты смещения: x1= 0, x2= 0
Ширинa венца колеса:
bw2=/>/>=0,4/> 50
Округлим bw2 до ближайшегочисла из ряда на с. 10 [1].
Ширину венца шестерни bw1примем на 3 мм больше чем bw2:
bw1= 50+3=53
Определим диаметрыокружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m= mn.
Диаметры делительных окружностей прямозубых колес dj= mZj,
то же, для косозубых колес />:
d1 =/>=61 мм; d2 =/>=188 мм.
Диаметры окружностей вершин при x/>= 0: daj= dj+ 2m (1 + xj):
da1 =/>65 мм; da2=/>192 мм
Диаметры окружностей впадин dfj= dj– 2m (1.25 – xj):
df1 =/>56 мм; df2 =/>183 мм
Вычислим окружную скорость в зацеплении
V =/>=/> 1,54 м/с
Степень точности передачи выбираем по табл. 8 [1] взависимости от окружной скорости в зацеплении: nст=8
2.5 Проверочные расчеты передачи
2.5.1Проверка прочности на выносливость по контактным напряжениям
Условие контактной прочности передачи имеет вид />/>/>.
Контактные напряжения равны
/>=/>/>,
гдеZ/> — коэффициент видапередачи, Z/>= 8400
KН – коэффициент контактной нагрузки,
KН = KHαKHβKНV.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки междузубьями
KHα=1+ A (nст – 5) Kw=1+0,15 (8–5)*0,228=1,103
где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 длякосозубых и шевронных передач;
Kw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
Kw= 0.002НВ2 +0.036 (V – 9)=/>0,228
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки поширине колеса
KHβ =1+ (K/>– 1) Kw,
где K/> – коэффициент распределения нагрузки в начальный периодработы, определяемый по табл. 9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венцапо диаметру.
/>= 0.5/>(u + 1)=/>0,83
K/>=1,07 KHβ=1+(1,07–1)*0,228=1,02
Динамический коэффициент определим потабл. 10[1]
KНV= 1,06
Окончательно получим
KH=/> 1,193
Расчетные контактные напряжения
/> =/> 515,657МПа
Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполнимпо формуле
/>/>=100/>=/>=3,9%
2.5.2 Проверка на прочность по напряжениямизгиба
Условия изгибной прочности передачи имеют вид sFj/>sFPj.
Напряжение изгиба в зубьях шестерни
/>/>sFP1,
где YFj — коэффициентыформы зуба;
KF- коэффициентнагрузки при изгибе;
Yb — коэффициент,учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Yе= коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Напряжение изгиба в зубьях колеса
/>/>sFP2.
Коэффициенты формы зуба
YFj=3.47 + />,
где ZVj – эквивалентное число зубьев, для непрямозубых передач ZVj= />.
ZV1 = />=31,48;ZV1 = />=97,586
YFj=3.47 + />=3,89 YFj=3.47 + />=3,61
Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на егопрочность:
Yb=/>
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
/>;
где /> коэффициентторцевого перекрытия:
/>
Коэффициент нагрузки при изгибе
KF= KFα KFβ KFV=/>
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки междузубьями
KFα =1+0,15 (ncт-5)=1–0,15(8–5)=1,45
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки поширине колеса
KFβ = 0.18 + 0.82K/>=/>1,057
Динамический коэффициент при НВ2
KFV = 1+1.5 (KHV–1)=/>1,09
Напряжения изгиба
sF1=/>=117.11 МПа
sF2=/>=133.76 МПа
Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%,недогрузка не регламентируется.
Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку sF1/>sFP1 иsF2/>sFP2.
2.6 Силыв цилиндрической косозубой передаче.
Окружная силаFt= />=/>= 3639 Н
Распорнаясила Fr= Ft/>=/>= 1346 Н
Осевая сила Fа = Ft*tg/>=3639*/>=659 H
3. Расчетвалов
3.1Проектный расчет и конструирование быстроходного вала.
Расчет выполняетсяна кручение по пониженным допускаемым напряжениям [/>k]=20 МПа. Ориентировочноопределим диаметр вала в опасном сечении, мм
d=/>=/>
где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T= 332 Н×м
Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда нас. 5 [2]: d= 45,
Длина ступицы будет равна:
/>
Диаметр ступицы определим по формуле:
/>
Тогда расстояние от середины ширины зубчатого колеса досередины ширины подшипника будет:
А=12+5+10+27=54 мм
1.Определение опорных реакций
Плоскость ZOX
Примем что
/>; Rвz=/>
/>; Rаz=/>
/>; Rвz+Rаz-Fr=1246+100–1346=0
Плоскость XOY
/>; Rвy=/>
Ray= Ft– Rвy=3639–1819.5=1819.5Н=1,819кН
2. Определение радиальныхопорных реакций:
Rа =/>= />
RВ =/>= />
4. Расчетыподшипников качения
4. Расчет подшипниковкачения тихоходного вала.Шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии
Исходные данные
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник №46308
Размеры подшипника: d =40 мм, D =90 мм, B = 23 мм
Динамическая грузоподъёмность C = 50,8 кН
Статическая грузоподъёмность C0= 30,1 кН
Радиальная нагрузка на подшипник Fr= 1,346 кН
Осевая нагрузка на подшипник Fa = 0,659кН
Частота вращения кольца подшипника n = 332 мин-1
Радиальные опорные реакции Ra=1.82 кН; Rв=2,21 кН.
Расчет подшипников на долговечность
1. Эквивалентная динамическая нагрузка
P= KбKТ (XVFr+ YFa),
где X – коэффициентрадиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевойнагрузки;
Kб — коэффициент безопасности (табл. 9 [2]); Kб=1,5
KТ – температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T ;
V – коэффициентвращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
2. Параметры осевого нагружения.
Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметросевого нагруженияe определяютпо формуле из табл. 2,6 [2]
eа =0.574/>=/>=0,314>0.3
eB =0.574/>=/>=0,327>0.3
3. Осевые составляющие от радиальных нагрузок.
Принагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой Ra, Rв возникают осевыесоставляющие:
/>
/>
4. Внешниеосевые силы, действующие на подшипники.
Условиеравновесия вала под действием приложенных к нему осевых сил запишем в виде />
Поскольку дляданной схемы нагружения выполняется неравенство
/>
то внешниеосевые силы, действующие на подшипники, определяются по формулам
/>; />
5.Коэффициент нагрузки
Если />/>e следует принять X=1, Y=0. При />>e для этихподшипников принимают X = 0.45, Y = />
Окончательно получим />>e
X = 0.45 Y = />
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка
P = />= 4,9 кН
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:
Lh=/>= />
где m=3 показатель степени кривой усталости дляшарикоподшипников.
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентнаядолговечность подшипника
LE= />,
где />h – коэффициентэквивалентности, определяемый по табл. 12 [2] в зависимости от типового режиманагружения:
/>h=0,18LE= />ч.
Для подшипников зубчатых редукторов должно выполнятьсяусловие LE/>10000 ч.
5. Расчетвала на усталостную прочность
5.1Моменты и силы в опасном сечении
2. Суммарный изгибающиймомент
M=/>= =/> Нм
где MZ — изгибающий момент в горизонтальнойплоскости, MZ=67.7 Н×м; MY- изгибающий момент ввертикальной плоскости MY= 98.2 Н×м.
Осевая сила Fa=0.659кН
2. Геометрическиехарактеристики опасного сечения
Значения площади поперечного сечения A, осевого /> и полярного /> моментовсопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.
Для сплошного круглого вала
A=/>, />=/>, />=/>;
Для сечения с одним шпоночным пазом:
A=/>, />=/>– />, />=/>– />,
где b – ширина; t1 – глубина шпоночногопаза на валу (табл. 8 [2]),
b= 14 мм t1= 5,5 мм
A= />=/>мм/>
/>=/>– />=/>мм/>
/>=/>– />=/>=16557 мм/>
4. Суммарный коэффициентзапаса прочности
Определяем по формуле (2)[2]:
S=/>
где /> и /> — коэффициенты запасапрочности по нормальным и касательным напряжениям.
Условиепрочности вала имеет вид
S/>[S]
где [S] – допускаемыйкоэффициент запаса прочности.
Рекомендуемоезначение [S] =2…2.5.
Значения /> и /> определяют по формулам
/>=/>
/>=/>
где />и /> – пределы выносливостиматериала при симметричном цикле изгиба и кручения; /> и/> — амплитуды напряженийцикла; />и /> — средние напряжения цикла,/> и /> – коэффициенты перехода отпределов выносливости образца к пределам выносливости детали, /> и /> — коэффициентычувствительности к асимметрии цикла.
Значения /> и /> равны:
/>= 0.02 (1+0.01/>) =0,02 (1+0,01*890)=0,198
/>= 0.5/>=0,5*0,198=0,099
Пределы выносливости материала при симметричномцикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:
для углеродистыхсталей />= 0.43/>=0,43*890=382,7 МПа
/>= 0.58/>=0,58*382,7=222 МПа
При вычислении амплитуд и средних напряженийцикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, акасательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае
/>=/>=/> МПа
/>=/>=/> МПа
/>=/>=/>=/> МПа
5.Коэффициенты
/>= (/>+KF-1)/KV, />= (/>+KF-1)/KV,
Для посадки снатягом /> определяется методомлинейной интерполяции по (табл7,5 [])
/>=4,5; />
где /> и /> – эффективные коэффициентыконцентрации напряжений
/>и /> — коэффициенты влиянияразмера поперечного сечения вала;
KF – коэффициент влиянияшероховатости поверхности, определяется по табл. 5,5 [2] в зависимости от />, примем что поверхностьвала под зубчатое колесо получена чистовым обтачиванием тогда:
/>=3,2 мкм KF=1,25
KV – коэффициент влиянияупрочнения.
При отсутствииупрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV=1.
В результатерасчета получили:
/>=/>; />=/>
/>=/>; />=/>
Тогда общийкоэффициент запаса прочности будет равен:
S=/>
6. Шпоночноесоединение
Длину шпонкиназначают из стандартного ряда, принимая ее на 5…10 мм меньше длиныступицы. Размеры шпонки в поперечном сечении, а также размеры шпоночных пазовна валу и ступицы определяются диаметром вала по (табл. 1,8 [2])
Исходныеданные
Диаметр вала dв=45 мм
Ширина шпонкиb=14 мм
Высота шпонкиh= 9 мм
Глубина пазана валу t1=5,5 мм
На ступице t=3,8 мм
Крутящиймомент T3=332 Нм
1. Расчетпризматических шпонок выполняется как проверочный на смятие по формуле
/>
Где Т3– крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм
h – высота шпонки; t1 – глубина паза на валу; lр – рабочаядлинашпонки;
[/>] – допускаемоенапряжения смятия.
lр=l – b = 31 мм
где l – длина шпонки; b – ширина шпонки.
Тогда
/>
Для стальныхступиц при нереверсивном приводе />=150МПа при реверсивном />=120 МПа
/>
Заключение
Вконструкторской части проекта рассчитана двухступенчатая зубчатая передача смежосевым расстоянием первой (быстроходной) ступени 180 мм, передаточнымчислом первой ступени 5,6, межосевым расстоянием второй (тихоходной) ступени225 мм, передаточным числом второй ступени 3,55.
Расчетыпередач, валов удовлетворяют условиям прочности, чем подтверждается работоспособностьконструкции.
В проектнойчасти выполнены чертежи общего вида редуктора, рабочие чертежи тихоходноговала, колеса и корпусной детали. Для сборочного чертежа составленаспецификация.
Данный проектявляется учебным. Полученные знания по расчету проектирования будутиспользованы при изучении спец дисциплин и выполнении выпускнойквалификационной работы.
Списоклитературы
1 Курсовое проектированиедеталей машин / Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М.,Ицкович Г.М., Козинцов В.П. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка сиздания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. – 416 с.
2Баранов Г.Л. Расчет деталей машин. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ,2005. – 172 с.
3 Березовский. Деталимашин.
4Эйдинов М.С. Конспект лекций по деталям машин
5 Иванов. Детали машин