Курсовая работа: Привод с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей

Министерство образования Российской федерации.

Южно-Уральский государственный университет.

Кафедра теоретической механики

Курсовая работа

Тема:

Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей

Челябинск 2008

Содержание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи2

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Расчет подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10.Уточненный расчет валов

11.Выбор сорта масла

12.Сборка редуктора

Список литературы

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η₁ = 0,95; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η₂ = 0,99; КПД клиноременной передачи η₃ = 0,97

Общий КПД привода

η = η₁ η² ₂ η₃ = 0,95 * 0,99² * 0,97= 0,903

Мощность на валу звездочки конвейера

Р_зв = F_ц * υ_ц = 4,8*1,6 =7,68 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Частота вращения звездочки конвейера

об/мин

По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности Р_тр = 8,5 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии АОП2-62-8 закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 720об/мин с параметрами Р_дв = 10 кВт

Номинальная частота вращения

n_дв = 720 об/мин

Угловая скорость

рад/с

Общее передаточное отношение

Намечаем для редуктора передаточное число и =3; тогда для клиноременной передачи

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора

ω₁ = ω_дв / iр =75,4/ 3,15 =24

n₁ = nд_в /iр = 720/3,15= 228

Частоты вращения и угловые скорости валов:

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр = 10 кВт; частота вращения ведущего шкива n_дв = 720 об/мин; передаточное отношение i_p = 3,15; скольжение ремня е = 0,015.

1. При частоте вращения меньшего шкива n_дв = 720 об/мин и передаваемой мощности Р = Р_тр = 10 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

2. Вращающий момент

Н·м м

3. Диаметр ведущего шкива

мм

Принимаем d1=160 мм

4. Диаметр большего шкива

5.

мм

Ближайшее стандартноезначение d₂ = 500 мм

6. Уточняем передаточное отношение с учетом скольжения

7.

Пересчитываем n1

рад/с

окончательно принимаем диаметры шкивов d₁ = 160 мм и d₂ = 500 мм

8. Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале

a_min = 0,55 (d₁ + d₂ ) + h = 0,55(160 + 500) + 10,5 = 374 мм

a_max = 2(d₁ + d₂ )= 2(160 + 500) = 1320 мм,

где h= 6 мм высота сечения ремня.

Принимаем близкое к среднему значению а_р = 800 мм

9. Расчетная длина ремня

мм

Ближайшее значение по стандарту L= 2800 мм

10. Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня

где

w = 0,5π (d₁ +d₂ ) = 0,5 * 3,14 (160 + 500) = 1036,2 мм; y = (d₂ – d₁ )² =

(500 - 160)² = 115600;

мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01 * 2800 == 28 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L= 0,025 * 2800 = 70 мм для увеличения натяжения ремней.

11. Угол обхвата меньшего шкива

12. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи для привода к цепному конвейеру при односменной работе С_р = 1,0.

13. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня сечения Б при длине L= 2800 мм коэффициент С_L = 1,075

14. Коэффициент, учитывающий влияние угла при α₁ = 156° коэффициент С_α = 0,928

15. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче. Предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент С. = 0,95

16. Число ремней в передаче

где Р₀ — мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт; для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d₁ = 80 мм и i ≥ 3 мощность Р₀ = 3,35 Н (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L= 2800 мм, учитывается коэффициентом C_L );

Принимаем z = 5

17. Натяжение ветви клинового ремня

где скорость υ= 0,5ω_дв d₁ = 6 м/с; Θ - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения О коэффициент Θ = 0,06

Н

18. Давление на валы

Н

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для шестерни сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 210.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов [σ_н ] = 426 МПа.

Примем коэффициент ширины венца ψ_ba = 0,4.

Коэффициент К_Hβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_{H β} = 1,25.

Вращающий момент на валу колеса

Н*м

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм

где и = 3 — принято ранее для рассматриваемого редуктора.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 224 мм

Нормальный модуль

т_n =(0,01÷0,02)а_w = (0,01÷0,02)224 = 2,24 - 4,48 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 — 60 т_n =3 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10^° .

Число зубьев шестерни

принимаем z₁ = 37. Тогда z₂ = z₁ u = 37*3 = 111.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

угол β = 7°42'.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

мм

мм

Проверка:

мм

Диаметры вершин зубьев

мм

мм

Ширина колеса b₂ = ψ_ba *a_w = 0,4*224 = 90 мм.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 95 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки

K_H = K_Hβ K_Hα K_Hυ

При ψ_bd = 0,85 твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) коэффициент K_Hβ ≈ 1,3.

При υ = 4,22 м/с и 8-й степени точности коэффициент K_Hα ≈ 1,09.

Для косозубых колесу при скорости менее 5 м/с коэффициент K_Hυ = 1,0.

Таким образом, К_H = 1,3*1,09*1,0 = 1,417.

Проверяем контактные напряжения

МПа

что менее [σ_H ] = 426 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

H

радиальная

H

осевая

H

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

K_H = K_Fβ K_Fυ

При ψ_bd = 1,3 твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент K_Fβ = 1,09.

Для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент K_Fυ =1,3.

Таким образом,

K_F = 1,09*1,3 = 1,417.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ ;

у шестерни

у колеса

Коэффициенты Y_{F 1} = 3,70 и Y_F2 = 3,60. Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα :

где средние значения коэффициента торцового перекрытия ε_α = 1,5; степень точности

n = 8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба HB.

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

Коэффициент безопасности [S_F ] = [S_F ]' [S_F ]"

[S_F ]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [S_F ]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F ] = l,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

МПа

для колеса

МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни МПа

для колеса МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

МПа

83,5 МПа < 216 МПа условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к ] =25 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_{B 1} ⁼ 42 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 50 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал: диметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τ_к ] = 20 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_{B 2} = 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 70 мм, под зубчатым колесом d_{K 2} = 75 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи

Шкивы клиноременных передач выполняются из чугуна СЧ 15. Расчетный диаметр шкива d_p = 280 мм. Угол наклона канавок при таком диаметре равен α = 40°.

Ширина обода шкива

мм

Толщина обода

S = 0,005*d+3+h+h₀ = 13,9 мм

примем S = 15 мм

Длинна ступицы шкива

l = (1,5÷2)d_{B 1} = 36 ÷ 48 мм

примем l = 40 мм

Диаметр шкива ступицы

мм

примем d = 44 мм.

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d₁ = 112 мм; d_{a 1} = 118 мм; b₁ = 95 мм.

Колесо кованое:

d₂ = 336 мм; d_а2 = 342 мм; b = 90 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6 * d_а2 =1,6 * 75 = 120 мм.

Длина ступицы l_ст = (1,2 ÷ 1,5)d_{k 2} = (1,2 ÷ 1,5) * 75= 90÷ 113 мм

принимаем l_ст = 100 мм

Толщина обода δ₀ = (2,5 ÷ 4)m_n =(2,5 ÷ 4) * 3 = 7,5 ÷ 12 мм

принимаем δ₀ = 10 мм

Толщина диска при b = 90 мм: С =0,3*90=27 мм

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025а_w + 1 = 0,025 * 224 + 1 = 6,6 мм,

принимаем δ = 8 мм; δ₁ = 0,02а_w + 1 = 0,02 * 224 + 1 = 5,48 мм, принимаем δ₁ = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5 * = 12 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 * 8 = 12 мм,

нижнего пояса корпуса

р = 2,35δ = 2,35 * 8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03÷0,036)а_w +12 = (0,03÷0;36)224 + 12 = 18,72÷ 20,064 мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7÷0,75) d₁ = (0,7÷0,75)20 = 14÷15 мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5÷0,6)d₁ = (0,5÷0,6)20 = 10÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12.

8. Расчет подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем

F_t = 6232 H, F_r = 2283 Н, F_a = 841 Н, F_B = 2162 H, l₁ = 112 мм и l₃ = 65 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

Н

Проверка:

R_{x 1} + R_{x 2} – F_t – F_B = 5243 + 3151 – 6232 – 2162= 0.

в плоскости yz

Н

Н

Проверка:

R_yl + R_{y 2} – F_r = 1351 + 931 – 2283 = 0.

Суммарные реакции

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206: d= 30 мм; D= 62 мм; В = 16 мм;С = 19,5 кН и С₀ = 10 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

Р_э = (XVP_{r 1} + YP_a )К_б К_T ,

в которой радиальная нагрузка Р_{r 1} = 1871 Н; осевая нагрузка Р_а = F_a = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1,2; К_Т = 1.

Отношение

;

этой величине соответствует е ≈ 0,23

Отношение

< е; X= 1 и Y = 0.

Р_э = (1 * 1 * 1871) * 1,2 * 1 = 2245 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 6232 H, F_r = 2283 Н, F_a = 841 Н, l₂ = 112 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

в плоскости yz

Н

Н

Проверка:

R_{y 3} + R_{y 4} – F_r = 1773 + 510 – 2283 = 0.

Суммарные реакции

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d= 40 мм; D= 80 мм; В = 18 мм;С = 32 кН и С₀ = 17,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

Р_э = (XVP_{r 4} + YP_a )К_б К_T ,

в которой радиальная нагрузка Р_{r 4} = 1060 Н; осевая нагрузка Р_а = F_a = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1; К_Т = 1.

Отношение

;

этой величине соответствует е ≈ 0,20

Отношение

> е; X= 0,56 и Y = 2,40.

Р_э = (0,56 * 1 * 1060 + 2,4 * 317) * 1 * 1 = 1354 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 206 имеют ресурс L_h = 40 * 10³ ч, а подшипники ведомого вала 208 имеют ресурс L_h = 4 * 10⁶ ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см ] = 100 ÷ 120 МПа, при чугунной [σ_см ] = 50 ÷ 70 МПа.

Ведущий вал : d = 24 мм; bх h= 8 х 4 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки l = 56 мм; момент на ведущем валу Т₁ = 43400 Н*мм;

МПа

Ведомый вал

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под муфтой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d= 55 мм; b х h = 10 х 8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм; момент Т₂ = 217 * 10³ Н*мм;

МПа

Условие σ_см < [σ_см ] выполнено.

10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σ_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_-1 ≈ 0,43 σ_в = 0,43 * 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ_-1 ≈ 0,58σ_-1 = 0,58 * 335 = 193 МПа.

Сечение А – А. Это сечение вала под шкивом клиноременной передачи, рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Изгибающий момент

Н * мм

Момент сопротивления кручению при d= 24 мм; b= 8 мм; t₁ = 4 мм

мм³

Момент сопротивления изгибу

мм³

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

МПа

Принимаем k_σ = 2,5; ε_σ ≈ 0,89; k_τ = 1,68; ε_τ ≈ 0,8 и ψ_τ ≈ 0,1.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа;

Среднее напряжение σ_m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент получился близким к коэффициенту запаса s_τ = 9,8. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту, учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно короче, чем длина ступицы шкива, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании

По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала – сталь 45 нормализованная; σ_в – 570 МПа.

Пределы выносливости

σ_-1 ≈ 0,43 σ_в = 0,43 * 570 = 245,1 МПа

τ_-1 ≈ 0,58σ_-1 = 0,58 * 245,1 = 142,2 МПа.

Сечение А – А. Это сечение вала под зубчатым колесом. Вал в этом сечении 44 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Н * мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Н * мм

суммарный изгибающий момент в сечении А — А

Н * мм

Момент сопротивления кручению при d= 44 мм; b= 14 мм; t₁ = 5,5 мм

мм³

Момент сопротивления изгибу

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа

Принимаем k_σ = 1,5; ε_σ ≈ 0,84; k_τ = 2,3; ε_τ ≈ 0,72 и ψ_τ ≈ 0,15.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа; Среднее напряжение σ_m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Во всех сечениях s > [s].

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 * 1,49 = 0,37 дм³ .

При контактных напряжениях σ_Н = 392 МПа и скорости υ = 6 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 * 10^-6 м² /с. Принимаем масло индустриальное И – 30А по ГОСТ 20799 – 75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1 и периодически пополняем его через пресс-масленки.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную, канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

2. Раветов Д.Н. Детали машин. М.: машиностроение, 1989. 496 с.

3. Иванов И.Н. Детали машин. К.: Высшая школа, 1984. 336 с.

4. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.В. Расчеты на прочность деталей машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1993. 639 с.

5. Детали машин: Атлас конструкций в двух частях / Под ред. Решетова Д.Н. М.; Машиностроение, 1992. Ч. I. 352 о.

6. Дунаев П.В., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985. 416 с.