125388 (Расчет редуктора привода конвейера)

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине „Детали машин”

на тему : „ Расчет редуктора привода конвейера”

Исполнитель : ст. гр. МС – 04 Н

Болтян М.А.

Донецк – 2007

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ ДЛЯ РАСЧЕТА ПРИВОДА

1.1 Выбор и проверка электродвигателя

1.2 Определение исходных данных

1. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Расчет цилиндрических передач

2.1.1 Проектный расчет зубчатых передач

2.1.2 Проверочный расчет передач

2.1.3 Выбор материала зубчатых передач

2.1.4 Конструирование зубчатых колес

2.2. Расчет цепной передачи

2.2.1 Проектный расчет цепной передачи

2.2.2 Проверочный расчет цепной передачи

2.3.Эскизная компоновка редуктора

1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ

3.1 Проектный расчет вала

3.2 Определение нагрузок в зацеплении

3.3 Расчет вала на усталость

3.4 Расчет вала на выносливость

3.5 Расчет шпоночного соединения

1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ УЗЛОВ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

4.1 Выбор подшипников качения. Расчет их долговечности

1. ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТ

2. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА

ВЫВОДЫ

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

ВВЕДЕНИЕ

Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других продуктов, создание и использование надежных средств технических измерений и контроля.

Важным заданием машиностроения является создание машин и агрегатов большой единичной мощности.

Машина состоит из трех основных блоков :

• двигателя (чаще всего это электродвигатель с вращательным движением ротора);

• рабочего органа, который непосредственно выполняет полезную работу, для осуществления которой и создается машина;

• транспортирующего механизма (чаще всего это редуктор), который согласовывает параметры механической энергии вала электродвигателя и вала рабочего органа.

Комплекс двух блоков – двигатель и транспортирующий механизм называются приводом машины. Поскольку привод машины имеет много стандартизованных элементов, пригоден для использования в разных отраслях техники, проектирование приводов составляет основу тематики курсового проектирования по деталям машин.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ ДЛЯ РАСЧЕТА ПРИВОДА

1. Выбор и проверка электродвигателя

Определение мощности на выходе

Мощность двигателя требуемая

Определение частоты вращения выходного вала

Диапазон возможных передаточных чисел привода

Общее передаточное число механизма определяется как произведение передаточных чисел отдельных ступеней

где

U_І – передаточное число первой ступени (шевронная передача)

U_ІІ – передаточное число второй ступени (косозубая передача)

U_ІІІ – передаточное число третьей ступени (прямозубая передача)

U_ІV – передаточное число цепной передачи

Выбираем двигатель [1, c.34]

Таблица 1

Тип двигателя	Мощность, кВт	Частота вращения, об/мин	Тпуск/Тном
4А1602У3	15,0	2940	1,4
4А160М2У3	18,5	2940	1,4

Рис. 1 Электродвигатель 4А160М2У3

Мощность выбранного двигателя необходимо проверить по следующим условиям:

• Условия неперегревания

• Условие перегрузка

Так условию перегрузки удовлетворяет лишь двигатель 4А160М2У3, то принимаем его в качестве привода редуктора.

1.2 Определение исходных данных

Определение длительности действия max нагрузок

Так как N₁>5*10⁴ => первая передача рассчитывается на усталость с 1 – го участка диаграммы нагружения

Определение вращающих моментов

Определяем расчетные вращающие моменты

Так как N_I и N_II в результате расчетов превышают 5*10⁴ , то

Соответственно так как на N_IV не превышают 5*10⁴ , то

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Cогласно [2, с.11, табл. 1.2]

Таблица 2.1

Вид ХТО	Твердость зуба	σFlim, МПа	σHlim, МПа	[σF], МПа	[σH], МПа	Марка ст. ГОСТ
Закалка ТВЧ	53 HRC	650	1100	260	825	40 ХН 4543-71

Область применения: редукторы общего назначения в серийном и массовом производстве.

Требования к габаритам – жесткие. Материал зубьев (марка стали) – 40, 45, 40Х, 40ХН. [2, с.15, табл.1.4]

2.1 Расчет цилиндрических передач

2.1.1 Приближенный проектировочный расчет главного и основного параметров передач из условия обеспечения контактной прочности зубьев

Выполняется для колес с твердостью рабочих поверхностей зубьев более 350 НВ в следующем порядке. [2, с.22, 23]. Расчет первой передачи проводится в ручную, второй и третьей – с помощью модуля автоматизированного проектирования цилиндрических передач на базе программы Microsoft Excel.

Выбирается число зубьев шестерни

Z₁ (для шевронной передачи – в интервале 13…25

для косозубой передачи – в интервале 16…25

для прямозубой передачи – в интервале 17…25 )

Z₂= Z_1*U, где U – передаточное число соответствующей ступени

Предварительно принимается угол наклона зубьев

β (для шевронной передачи – в интервале 25°…40°

для косозубой передачи – в интервале 8°…17°)

Рассчитывается минимальное значение модуля зацепления в мм, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев колеса цилиндрической передачи, определяется по следующей формуле

где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбирается из [2, табл. 1.5] по эквивалентному числу зубьев Z_V=Z/cos β

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, находится по следующей зависимости:

;

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба, принимается предварительно равным 1,5;

- вращающий момент на соответствующем валу;

- отношение ширины зубчатого венца к нормальному модулю;

- допускаемые изгибные напряжения зубчатого колеса.

В формулу расчета модуля зацепления подставляются значения , , , того элемента (шестерни или колеса), у которого соотношение / меньше. В данном проекте расчет всех передач проводился по элементу «шестерня», согласно вышеизложенному материалу.

Расчетное значение модуля необходимо округлить до ближайшего большего стандартизованного значения [2, табл.1.6].

Дальнейший расчет сводится к вычислению межосевого расстояния

а также уточнению фактического значения угла наклона зубьев

Основные размеры колес определяют по формулам:

Делительный диаметр колес:

Диаметр окружностей впадин:

Диаметр окужностей выступов:

Межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца:

Расчет первой передачи (шевронная передача)

Вращающий момент на шестерне	Тн, Н/мм	64,5
Число зубьев шестерни	Z1	18
Передаточное число передачи	U	8
Определение числа зубев колеса Z2		144
Расчетное значение модуля m, мм		2,150691
Выбранный коэффициент YF		4,12
Допускаемые напряжения σF, Мпа		260
Эквивалентное число зубьев шестерни ZV		24,69
Предварительно принятый угол наклона зуба β°		30
Коэффициент Yβ		0,815429
Коэффициент KFα		0,636585
Коэффициент εα		1,727971
Коэффициент нагрузки KF		1,5
Отношение Ψm		18
Принятое значения модуля	m	2
Межосевое расстояние	aw=	180
Уточненнное значение угла наклона зуба	beta	25,84
Делительный диаметр шестерни	d1=	40
Делительный диаметр колеса	d2=	320
Диаметр впадин шестерни	df1=	35
Диаметр впадин колеса	df2=	315
Диаметр выступов шестерни	da1=	44
Диаметр выступов колеса	da2=	324

Расчет второй передачи (косозубая передача)

Вращающий момент на шестерне	Тн, Н/мм	441
Число зубьев шестерни	Z1	24
Передаточное число передачи	U	3,15
Определение числа зубев колеса Z2		76
Расчетное значение модуля m, мм		4,190781
Выбранный коэффициент YF		3,85
Допускаемые напряжения σF, Мпа		260
Эквивалентное число зубьев шестерни ZV		25,64
Предварительно принятый угол наклона зуба β°		12,00
Коэффициент Yβ		0,914286
Коэффициент KFα		0,635189
Коэффициент εα		1,731767
Коэффициент нагрузки KF		1,5
Отношение Ψm		10
Принятое значения модуля	m=	5
Межосевое расстояние	aw=	260
Уточненнное значение угла наклона зуба	beta	16,73
Делительный диаметр шестерни	d1=	125,3012
Делительный диаметр колеса	d2=	394,6988
Диаметр впадин шестерни	df1=	112,8012
Диаметр впадин колеса	df2=	382,1988
Диаметр выступов шестерни	da1=	135,3012
Диаметр выступов колеса	da2=	404,6988

Расчет третьей передачи (прямозубая передача)

Вращающий момент на шестерне	Тн, Н/мм	1505
Число зубьев шестерни	Z1	21
Передаточное число передачи	U	2
Определение числа зубев колеса Z2		42
Расчетное значение модуля m, мм		7,568309
Выбранный коэффициент YF		4,12
Допускаемые напряжения σF, Мпа		260
Эквивалентное число зубьев шестерни ZV		21,00
Угол наклона зуба β°		0,00
Коэффициент Yβ		1
Коэффициент KFα		0,66609
Коэффициент εα		1,651429
Коэффициент нагрузки KF		1,5
Отношение Ψm		8
Принятое значения модуля	m	8
Межосевое расстояние	aw=	250
Делительный диаметр шестерни	d1=	166,6667
Делительный диаметр колеса	d2=	333,3333
Диаметр впадин шестерни	df1=	146,6667
Диаметр впадин колеса	df2=	313,3333
Диаметр выступов шестерни	da1=	182,6667
Диаметр выступов колеса	da2=	349,3333

Сведем расчетные данные в таблицу 2.2