Курсовая на тему Курсовая работа 130409-01

Титульник
Задание
Спроектировать привод.

В состав привода входят следующие передачи:

1 - закрытая зубчатая коническая передача;
2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.




Сила на выходном элементе привода F = 3,2 кН.
Скорость на ленте (цепи) привода V = 0,85 м/с.
Диаметр выходного элемента привода D = 300 мм.
Срок службы привода T = 43800 ч.
Тип нагрузки - постоянный.

Содержание
1 Введение 4
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5
3 Расчёт зубчатой конической передачи 7
4 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи 15
5 Предварительный расчёт валов 25
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 26
7 Выбор муфт 28
8 Проверка прочности шпоночных соединений 31
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 33
10 Расчёт реакций в опорах 34
11 Построение эпюр моментов на валах 37
12 Проверка долговечности подшипников 43
13 Уточненный расчёт валов 48
14 Выбор сорта масла 59
15 Выбор посадок 60
16 Технология сборки редуктора 68
17 Заключение 69
18 Список использованной литературы 70
Введение
Целью данной работы является проектирование привода ленточного конвейера.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.



Рис. 1. Двухступенчатый горизонтальный коническо-цилиндрический редуктор

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), по относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные).
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Привод составлен из асинхронного двигателя, двухступенчатого коническо- цилиндрического редуктора.
Данный курсовой проект включает в себя сборочный чертеж редуктора, деталирование ведомого вала, сквозной крышки подшипника и зубчатого колеса.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой конической передачи: ?1 = 0,96
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?2 = 0,97

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

? = ?1 · ?2 · ?подш.3 · ?муфты2 (2.1)

где ?подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.
???????муфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Подставляя, получим:

? = 0,96 · 0,97 · 0,993 · 0,982 = 0,868

Угловая скорость на выходном валу будет:

?вых. =  (2.2)

Подставляя соответствующие значения, получаем:

?вых. =  = 5,667 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. =  (2.3)

После подстановки имеем:

Pтреб. =  = 3,134 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MB6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=4 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 950 об/мин,

Угловая скорость:

?двиг. =  (2.4)

В итоге получаем:

?двиг. =  = 99,484 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. =  (2.5)

После подстановки получаем:

uобщ. =  = 17,555

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

u1 = 4
u2 = 4,5

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
Вал
 Частота вращения, об./мин
 Угловая скорость вращения, рад/с

 Вал 1-й
 n1 = nдвиг. = 950
 ?1 = ?двиг. = 99,484

 Вал 2-й
 n2 =  =  = 237,5
 ?2 =  =  = 24,871

 Вал 3-й
 n3 =  =  = 52,778
 ?3 =  =  = 5,527


Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?подш. · ?муфты = 3,134 · 103 · 0,99 · 0,98 = 3040,607 Вт

P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 3040,607 · 0,96 · 0,99 = 2889,793 Вт

P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 2889,793 · 0,97 · 0,99 = 2775,068 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 =  =  = 30563,779 Н·мм

T2 =  =  = 116191,267 Н·мм

T3 =  =  = 502092,998 Н·мм
Расчёт зубчатой конической передачи


Рис. 3.1



Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

- для шестерни:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 285

- для колеса:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 235

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

[?]H = , (3.1)

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

?H lim b = 2 · HB + 70. (3.2)

?H lim(шестерня) = 2 · 285 + 70 = 640 МПа;
?H lim(колесо) = 2 · 235 + 70 = 540 МПа;

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

d'e1 = K ·  (3.3)

d'e1 = 30 ·  = 62,378 мм.

где коэффициент K в зависимости от поверхностной твёрдости, для выбранных материалов K = 30; для прямозубой конической передачи коэффициент ?H = 0,85.

Окружную скорость Vm на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле (при Kbe = 0,285):

Vm =  (3.4)

Vm =  = 2,659 м/с.

SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

ZN = , (3.5)

где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

NHG = 30 · HBср2.4 ? 12 · 107 (3.6)
NHG(шест.) = 30 · 2852.4 = 23374854,635
NHG(кол.) = 30 · 2352.4 = 14712420,333

NHE = ?H · Nк - эквивалентное число циклов. (3.7)

Nк = 60 · n · c · t? (3.8)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 950 об./мин.; n(колеса) = n2 = 237,5 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t? = 43800 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

?H = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:

Nк(шест.) = 60 · 950 · 1 · 43800 = 2496605256
Nк(кол.) = 60 · 237,5 · 1 · 43800 = 624150000

NHE(шест.) = 0,18 · 2496605256 = 449388946,08
NHE(кол.) = 0,18 · 624150000 = 112347000

В итоге получаем:

ZN(шест.) =  = 0,611
Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1

ZN(кол.) =  = 0,713
Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1

ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15

По предварительно найденной окружной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 · V0.1 = 0.85 · 2,6590.1 = 0,937 (3.9)

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [?]H1 =  = 523,636 МПа;

для колеса [?]H2 =  = 441,818 МПа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[?]H = [?]H2 = 441,818 МПа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

[?]F = . (3.10)

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

?F lim(шестерня) = 513 МПа;
?F lim(колесо) = 423 МПа;

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = , (3.11)

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 · 106

NFE = ?F · Nк - эквивалентное число циклов. (3.12)

Nк = 60 · n · c · t? (3.13)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 950 об./мин.; n(колеса) = n2 = 237,5 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t? = 43800 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

?F = 0,036 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:

Nк(шест.) = 60 · 950 · 1 · 43800 = 2496605256
Nк(кол.) = 60 · 237,5 · 1 · 43800 = 624150000

NFE(шест.) = 0,036 · 2496605256 = 89877789,216
NFE(кол.) = 0,036 · 624150000 = 22469400

В итоге получаем:

YN(шест.) =  = 0,595
Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1

YN(кол.) =  = 0,75
Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [?]F1 =  = 301,765 МПа;

для колеса [?]F2 =  = 248,824 МПа;

При полученной скорости для конической прямозубой передачи выбираем 7-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

de1 = 165 ·  (3.14)

где коэффициент внутренней динамической нагрузки KHv = 1,128 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.6[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть: 8. Коэффициент KH?, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, находим через коэффициент KH?o = 1,12. Для конических колёс с прямыми зубьями:

KH? = KH?o = 1,12 (3.15)

В итоге получаем:

de1 = 165 ·  = 63,935 мм.

Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены, значение коэффициента ?bd вычисляем ориентировочно:

?bd = 0,166 ·  = 0,166 ·  = 0,684 (3.16)

Угол делительного конуса шестерни:

?1 = arctg = arctg = 14,036o (3.17)

Внешнее конусное расстояние:

Re =  =  = 131,808 мм (3.18)

Ширина зубчатого венца:

b = 0,285 · Re = 0,285 · 131,808 = 37,565 мм (3.19)
Принимаем по табл. 24.1[2] b = 38 мм.

Внешний торцовой модуль передачи:

me ?  (3.20)

где коэффициент внутренней динамической нагрузки KFv = 1,205 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.9[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть :8. коэффициент KF?, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, для конических передач с прямыми зубьями:

KF? = K'F?, (3.21)

здесь:

K'F? = 0,18 + 0,82 · KH?o = 0,18 + 0,82 · 1,12 = 1,098 (3.22)

KF? = 1,098

Для прямозубой конической передачи коэффициент ?F = 0,85.

Тогда:

me ?  = 1,102

Принимаем по табл. 24.1[2] me = 3,2 мм

Числа зубьев шестерни:

z1 =  =  = 19,98???20 (3.23)

Числа зубьев колеса:

z2 = z1 · u1 = 20 · 4 = 80???80 (3.24)

Фактическое передаточное число будет:

u1ф =  =  = 4 (3.25)

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что меньше, чем допустимые 3%.

Углы делительных конусов шестерни и колеса:

?1 = arctg = arctg = 14,036o (3.26)

?2 = 90o - ?1 = 90o - 14,036o = 75,964o (3.27)

Делительные диаметры колёс:

de1 = me · z1 = 3,2 · 20 = 64 мм; (3.28)

de2 = me · z2 = 3,2 · 80 = 256 мм. (3.29)

Внешние делительные диаметры колёс:

dae1 = de1 + 2 · (1 + xe1) · me · cos(?1) (3.30)
dae1 = 64 + 2 · (1 + 0,42) · 3,2 · cos(14,036o) = 72,817 мм

dae2 = de2 + 2 · (1 + xe2) · me · cos(?2) (3.31)
dae1 = 256 + 2 · (1 - 0,42) · 3,2 · cos(75,964o) = 256,9 мм

где xe1 = 0,42 - смещение для шестерни, находится по таблице 2.12[2].Смещение для колеса xe2 = -xe1 = -0,42.

Средние диаметры шестерни и колеса:

dm1 = 0,857 · de1 = 0,857 · 64 = 54,848 мм (3.32)

dm2 = 0,857 · de2 = 0,857 · 256 = 219,392 мм (3.33)

Силы в зацеплении:
окружная сила на среднем диаметре:

Ft =  =  = 1114,498 H (3.34)

осевая сила на шестерне:

Fa1 = Ft · tg(?) · sin(?1) = 1114,498 · tg(20o) · sin(14,036o) = 98,381