Выходной вал (соединение со звездочкой)

Курсовой проект

Привод ленточного конвейера

Пояснительная записка

Выполнил: ст.гр.3047.1 Шатов Д.А.

Проверил: Глотов С.А.

Содержание

Введение.......................................................................................................... 2

Кинематический расчет привода.................................................................... 2

1.1.Выбор электродвигателя.......................................................................... 2

1.2. Уточнение передаточных чисел привода................................................ 2

1.3. Определение вращающих моментов на валах привода......................... 2

Расчет зубчатых передач................................................................................ 2

Выбор материала колес и шестерен, расчет допускаемых напряжений...... 2

Определение допускаемых контактных напряжений.................................... 2

Расчет допускаемых напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса зубчатой передачи.......................................................................................................................... 2

Расчет цилиндрической тихоходной передачи.............................................. 2

Расчет конической быстроходной передачи.................................................. 2

Расчет гибкой передачи. Расчет цепной передачи......................................... 2

Разработка эскизного проекта........................................................................ 2

Конструктивные размеры корпуса редуктора.............................................. 2

Расчет валов на прочность............................................................................. 2

Проверка долговечности подшипника........................................................... 2

Расчет полей допусков.................................................................................... 2

Расчет шпоночных соединений...................................................................... 2

..................................................................................................... 2

Выбор сорта масла......................................................................................... 2

Технология сборки редуктора....................................................................... 2

Заключение...................................................................................................... 2

Список использованной литературы............................................................. 2

Введение

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Согласно задания требуется разработать привод ленточного конвейера с быстроходной конической зубчатой передачей, промежуточной цилиндрической косозубой и тихоходной цилиндрической передачи.

Требуется рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса и крышку.

Зубчатые передачи рассчитываются по условиям контактной выносливости зубьев, проверяется на изгибную выносливость. Валы проектируются из условия статической прочности(ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на срез и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъемности.

Форма и размеры деталей редуктора определяется конструктивными и технологическими соображениям, а также выбором материалов и заготовок.

При расчете и проектировании ставится цель получить компактную, экономическую конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

Кинематический расчет привода

Исходные данные:

F = 4,25кН – тяговое усилие на ленте

V = 0,8м/с – скорость ленты

D = 225мм – диаметр барабана

L = 6 лет – срок службы закрытых передач

1.1.Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность P_э.тр.и частоту вращения n_э.тр.

Потребляемую мощность Р_в(кВт) привода(мощность на выходе) определяют по формуле:

Общий КПД привода η_общ:

где η_м – КПД муфты, η_кп – КПД конической передачи, η_ц – КПДД цепной передачи, η_цп – КПД цилиндрической передачи, η_оп – КПД пары опор приводного вала

По таблице 1.1. (1., с6): η_м=0,98; η_кп=0,96; η_ц=0,94; η_цп=0,97; η_оп=0,99;

Требуемая мощность электродвигателя Р_э.тр:

Определяем частоту вращения приводного вала n_в:

Где D_б – диаметр барабана

Требуемая частота вращения вала электродвигателя вычислим по формуле для n_э.тр, средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для цепной и двух зубчатых передач – цилиндрической и конической – примем из рекомендуемого ряда табл. 1.2 (1., с7)

Принимаем u_ц=2,25 – передаточное число цепной передачи, u_цп=4,05 – передаточное число цилиндрической передачи, u_кп=2,5 – передаточное число конической передачи.

По таблице 24.9 (1., с417): выбираем двигатель серии АИР-112М4

Р_дв=5,5кВт; n_дв=1432мин^-1

1.2. Уточнение передаточных чисел привода

После выбора n_дв определяем общее передаточное число привода u_общ:

Определяем передаточное число всех ступеней редуктора u_ред:

По формулам из табл. 1.3 (1. С 8-9) имеем:

Передаточное число цилиндрической тихоходной ступени:

Передаточное число конической быстроходной ступени:

1.3. Определение вращающих моментов на валах привода

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени/колеса быстроходной ступени:

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

Вращающий момент на приводном валу:

где F – тяговое усилие на ленте, D – диаметр барабана;

Момент на валу колеса тихоходной ступени:

Момент на валу шестерни тихоходной ступени/колеса быстроходной ступени:

Момент на валу шестерни быстроходной ступени:

Момент электродвигателя:

Расчет зубчатых передач

Выбор материала колес и шестерен, расчет допускаемых напряжений

Выбираем для изготовления колеса и шестерни сталь марки 40Х (1., 11)

Шестерня:

Термообработка – улучшение

Твердость поверхности 269 – 302 НВ

Твердость в сердцевине 269 – 302 НВ

НВ_ср=285,5

σ=750МПа;

Колесо:

Термообработка – улучшение

Твердость поверхности 235 – 262 НВ

Твердость в сердцевине 235 – 262 НВ

НВ_ср=248,5

σ=640МПа.

Определение допускаемых контактных напряжений

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле [1,c.12]:

где σ_Н_lim – предел контактной выносливости; Z_N – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса; Z_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев; Z_V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; S_Н – коэффициент запаса прочности.

В соответствии с таблицей 2.2 [1,13]

тогда:

S_H – коэффициент запаса прочности принимаем в соответствии с рекомендациями [1,c.13]: S_H=1,1

В соответствии со степенью прочности шероховатость поверхности равна 3,2-6,3мкм [2,c.61]

Согласно рекомендациям для материала с шероховатостью R_a=3,2; Z_R=0,9 [2.,c29]

Предварительно определим межосевое расстояние а_w^’

где Т_1Т – вращающий момент на шестерне (Т_1Т=80,67); u – передаточное число передачи (u_цт=3,06); К – коэффициент поверхностной твердости в соответствии с рекомендациями [1,c.17], принимаем К=10 для шестерни и колеса с поверхностной твердостью

Определим окружную скорость v:

где n₁ – частота вращения шестерни

По полученным данным принимаем степень точности зубьев, в нашем случае класс точности равен 9, по таблице 2.9 [1,c.17]

Для окружных скоростей меньше 5м/с значение Z_V=1.0, в соответствии с рекомендациями [1,c.17]

Z_N – коэффициент долговечности [1,c.13]:

где N_HG – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни и колеса [1,c.13]; N_HE – эквивалентное число циклов нагружения зубьев

где µ_н – коэффициент эквивалентности, учитывающий переменность нагрузки при расчетах на контактную выносливость; N_К – число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи при постоянной нагрузке

где n₃ – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым; L_h – срок службы приводного устройства

Суммарное время работы передачи в соответствии с исходными данными [1,c.13]:

где 365 – число дней в году; L – срок службы закрытых передач(6 лет); К_год – коэффициент годового использования(0,75); 24 – число часов в сутки; К_сут – коэффициент суточного использования(0,65)

где T_i – вращающие моменты; n_i – частоты вращения; L_h – срок службы

При условии, что 1 ≤ Z_N ≤ Z_Nmax; принимаем Z_N₁=Z_N₂=1

Расчет допускаемых напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса зубчатой передачи

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяют по формуле:

где σ_Flim – предел выносливости, вычисляют по эмпирической формуле табл.2.3 [1,c.14]

S_F – коэффициент запаса прочности для улучшенных зубчатых колес (S_F=1,7)

Y_N – коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса рассчитывается по формуле:

где N_FG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости (N_FG=4*10⁶); N_FE – эквивалентное число циклов

µ_F – коэффициент эквивалентности, учитывающий переменность нагрузки при расчетах на изгибную выносливость:

Исходя из рекомендаций принимаем Y_N₁=Y_N₂=1

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности (Y_R=1);

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверс), так как привод не реверсивный Y_A=1;

Расчет цилиндрической тихоходной передачи

Уточним предварительно найденное межосевое расстояние по формуле:

где К_а – вспомогательный коэффициент, для прямых зубьев К_а=450 [1,c.17]; u – передаточное число (u_цт=3,24); ᴪ_ba – коэффициент ширины колеса принимаем из ряда стандартных чисел, при несимметричном расположении одного или нескольких колес относительно опор (ᴪ_ba=0,315); К_Н – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

где К_HV – коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, обусловленную, прежде всего, ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значения определяют по таблице 2.6 [1, с.18] в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей зубьев колёс передачи, используя метод экстраполяции: К_HV=1,079

K_H_α - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении, рассчитывают по формуле:

где K_Hw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, находят по таблице 2.8, используя метод экстраполяции [1, с.19] в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью:

K_Hw=0,266

K_H_α⁰ – коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяем в зависимости от степени точности n_ст по нормам плавности для прямозубых передач:

K_H_β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругим деформациями валов, подшипников. После приработки зубьев колёс в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому значение данного коэффициента после приработки определяют как по формуле:

K_H_β⁰ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период времени принимают по таблице 2.7 [1,с.19] в зависимости от схемы передачи (рис. 2.4) [1, с.19], твердости зубьев и коэффициента ширины шестерни:

Находим K_H_β⁰, по таблице 2.7 используя метод экстраполяции K_H_β⁰=1,044

Принимаем по ГОСТ 6636-69 [1, с410]

Определим предварительные основные размеры колеса:

Определим делительный диаметр:

Определим ширину колеса:

Предварительно определяем максимально возможный модуль m _max из условия неподрезания зубьев шестерни у основания:

Затем рассчитываем минимально возможное значение модуля m _min из условия прочности зубьев колёс по напряжениям изгиба:

Где К_m=3,4*10³ – для прямозубых колес; вместо [σ]_F подставляют меньшее из значений [σ]_F₁ и [σ]_F₂; K_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

Коэффициент при расчётах на изгибную прочность учитывает внутреннюю динамику нагружения, обусловленную, прежде всего, ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значения определяем по таблице 2.9 [1, с.20] в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей зубьев колёс передачи, используя метод экстраполяции К_Fv=1,18

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зуба по ширине зубчатого венца, рассчитывают по формуле:

K_Fα – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же, как при расчетах на контактную прочность: K_F_α=K_H_α⁰=1,24;

Из полученного диапазона модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным: m=2,25мм;

Определим число зубьев шестерни:

Определим число зубьев зубчатого колеса:

Фактическое значение передаточного числа определяем по формуле:

Определим диаметры колес:

Делительный диаметр шестерни d₁:

Делительный диаметр колеса внешнего зацепления d₂:

Диаметры окружностей вершин колес внешнего зацепления d_a:

Диаметры впадин зубьев колес внешнего зацепления d_f:

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пр, S_пр:

Выполняем проверку зубьев колес по контактным напряжениям:

где Z_σ=9600 для прямозубых колес;

Если σ_H больше [σ]_H в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные

Определяем силы в зацеплении

Окружная сила:

Радиальная сила:

где α – для стандартного угла α=20º; cosβ=1

Выполняем проверку зубьев колес по напряжениям изгиба, расчет проводится отдельно для шестерни и колеса:

где Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа (z_v=z/cos³β) зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимают по таблице 2.10 (1,с.25), для прямозубых колес: z_v₁=z₁=29; z_v₂=z₂=94, методом экстраполяции находим Y_FS₁и Y_FS₂:

Y_β – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, для прямозубых передач Y_β=1 (1,с.25)

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач Y_ε=1 (1,с.25)

Условия выполняются

Выполняем проверку зубьев на прочность при действии пиковой нагрузки

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение σ_Hmax не должно превышать допускаемое напряжение [σ]_Hmax:

где σ_Н – контактное напряжение при действии номинального момента Т; К_пер – коэффициент перегрузки характеризует режим нагружения (в соответствии с таблицей 24.9 (1,с.417) К_пер=2,2); [σ]_Hmax – допускаемое напряжение (при улучшении или сквозной закалке принимают [σ]_Hmax=2,8σ_т, σ_т – предел текучести, выбираем в соответствии с таблицей 2.1 (1,с.11) (для шестерни-750, для колеса-640)

Условия выполняются

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение σ_Fmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]_Fmax:

где σ_F – напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости; [σ]_Fmax – допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения нагрузки:

где σ_Flim – предел выносливости при изгибе; Y_Nmax – максимально возможное значение коэффициента долговечности (для сталей с объемной термообработкой: нормализация, улучшение, объемная закалка Y_Nmax=4); K_st – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок K_st=1,25); S_st – коэффициент запаса прочности (обычно S_st=1,75)

Условия выполняются

Расчет конической быстроходной передачи

Рассчитаем предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

где Т_1б – вращающий момент на шестерни быстроходной передачи; u – передаточное число; К – коэффициент, выбирают в зависимости от поверхностной твердости Н₁ и Н₂ зубьев шестерни и колеса (К=30); ϑ_Н – коэффициент, для прямозубых конических передач ϑ_Н=0,85

Окружную скорость v_m на среднем делительном диаметре вычисляют по формуле:

Степень точности назначают в зависимости от окружной скорости, прямозубые конические колеса применяют при окружных скоростях до 5м/с, степень точности – не грубее 7-й

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

где К_Hv – коэффициент внутренней динамической нагрузки, для прямозубых конических колес выбирают по таблице 2.6, условно принимая их точность на одну степень грубее фактической (K_Hv=1,223); K_H_β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (для конических колес с прямыми зубьями K_H_β=K_H_β⁰)

К_H_β⁰ – коэффициент, выбираемый по таблице 2.7 для цилиндрических зубчатых передач в зависимости от отношения ψ_bd=b/d_e₁, твердости зубчатых колес и расположения передачи относительно опор

Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента ψ_bd вычисляют ориентировочно:

Принимаем коэффициент K_H_β=K_H_β⁰=1,142

Конусное расстояние и ширина зубчатого венца

Угол делительного конуса шестерни:

Внешнее конусное расстояние:

Ширина зубчатого венца:

Модуль передачи, внешний торцевой модуль передачи:

где К_Fv – коэффициент внутренней динамической нагрузки, для прямозубых конических колес выбирают по таблице 2.9 [1,c.22] условно принимая их точность на одну степень грубее фактической (K_Fv=1,446); K_F_β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца (для конических передач с прямыми зубьями K_F_β=K_F_β^’)

Коэффициент ϑ_F принимают для прямозубых колес равным 0,85

Округление вычисленного значения модуля до стандартной величины можно не производить

Расчет числа зубьев:

Шестерни:

Колеса:

Определяем фактическое передаточное число:

Рассчитаем отклонение:

Определим окончательные значения размеров колес

Углы делительных конусов шестерни и колеса:

Делительные диаметры прямозубых колес:

Внешние диаметры прямозубых колес:

Коэффициент x_e₁ смещения для прямозубой шестерни принимают по таблице 2.12 (1,с.30) методом экстраполяции (х_е1=0,163); коэффициент смещения инструмента для колеса:

Размеры заготовки колес

Для конических шестерни и колеса вычисляют размеры заготовки:

Полученные расчетом D_заг и S_заг сравнивают с предельными размерами D_пр и S_пр по таблице 2.1 (1,с.11)

Расчет сил в зацеплении:

Окружная сила на среднем диаметре шестерни:

где d_m1=0,857d_e1=63,118;

Осевая сила на прямозубой шестерне и колесе:

Радиальная сила на прямозубой шестерне и колесе:

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение:

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Значение коэффициентов Y_FS₁ и Y_FS₂, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по таблице 2.10 (1,с.25) в зависимости от коэффициента смещения и приведенного числа зубьев:

Выполняем проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки К_пер=Т_пик/Т, где Т=Т₁=Т_мах – максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости

Проверка зубьев колес на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:

Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:

Расчет гибкой передачи. Расчет цепной передачи

Расчет мощности на входной звездочке:

где T₂_T – вращающий момент колеса тихоходного вала; ω_2Т – угловая скорость, определяемая по формуле:

P₁=4,39кВт; Т₁=Т_2Т=253,54; u=u_ц=2,25; n₁=n₂_T=165,35

Число зубьев ведущей звездочки z₁ определяют по таблице 13.2.4 (2,с.360); z₁=27

Граничную вытяжку цепи при эксплуатации δ_t рекомендуется принять δ_t=3%

Число зубьев ведомой звездочки определяют по формуле:

Принимаем z₂=60

Определяем действительное передаточное число по формуле:

Отклонение

Расчетный момент на ведущей звездочке:

где с_д – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи таблица 13.2.6 (2,с.361) (с_д=1,125)

Предварительные значения средних удельных давлений в шарнирах цепи, таблица 13.2.5 (2,с.360) (p_c^’=18,5МПа)

Предварительно задаем число рядов цепи z_р и определяем коэффициент неравномерности распределения нагрузки между рядами цепи с_р; (z_р=1; с_р=1)

Предварительный шаг цепи:

где k_BC – коэффициент интенсивности нагрузки при расчете на износ таблица 13.2.7 (2,с.361) (k_EC=0,6)

По таблице 13.2.1-13.2.3 выбираем цепь с шагом t=19,05≈t’

Тип цепи: ПР-19,05-31,8 ГОСТ 1356-97; А_оп=105мм²; q=1,9кг/м²; F_р=31,8кН

Проверяем условие ограничения частоты вращения ведущей звездочки n₁≤[n₁]

По таблице 13.2.8 [n₁]=f(t)=900 мин^-1

165,35 мин^-1≤900 мин^-1

Определяем делительные диаметры звездочек:

Определяем скорость цепи:

Окружное усилие на ведущей звездочке:

Номинальное удельное давление в шарнирах цепи:

Проверим условие стойкости шарниров цепи против изнашивания:

Допустимое давление в шарнирах цепи:

[p_б]=267МПа – базовое удельное давление; с_LC – долговечность передачи (с_LC=L_h/15000=0,4); c_пс – частота вращения ведущей звездочки (); с_δ – относительная норма износа цепи (); с_реж – режим работы передачи (); с_R – параметры передачи (с_R=c_zc_uc_a; c_z=25/z₁=0,93; c_u=0,88; c_a=1; c_R=0,818); c_э – условия эксплуатации передачи (с_э=с_ᴪс_нс_см; с_ᴪ=1; с_н=1; с_см=1,3; с_э=1,3)