Привод транспортера. 3

     Министерство  образования и науки Российской Федерации

     ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

     Государственное образовательное учреждение

     высшего профессионального образования

     «ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ  УНИВЕРСИТЕТ»

     Транспортный  факультет

     Кафедра «Детали машин и прикладная механика» 
 
 
 
 
 
 
 

     КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ

     по дисциплине “Детали машин” 

     Привод  транспортера 

     Расчетно-пояснительная  записка

     ГОУ ОГУ 240801.65 41 07.29 
 
 
 
 

Руководитель  проекта: 

___________ Решетов С.Ю.

«    »                 2007 г. 

Исполнитель: студент

группы  04МАХП 

_________ Чирков Е.Ю.

«    »                    2007 г. 
 
 
 
 
 
 

     Оренбург 2007

     Аннотация 

     Пояснительная записка содержит 45 страниц, в том числе 12 рисунков, 6 таблиц, 8 источников использованной литературы. Графическая часть выполнена на 2 листах формата А1.

     В данном проекте изложен процесс  проектирования привода транспортера с разработкой конструкции шевронного одноступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, служащих для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на рабочий вал транспортера.

     Министерство  образования и науки Российской Федерации

     ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

     Государственное образовательное учреждение

     высшего профессионального образования

     «ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ  УНИВЕРСИТЕТ»

     Транспортный  факультет

     Кафедра «Детали машин и прикладная механика» 
 
 

     Техническое задание ГОУ ОГУ 240801.65 41 07.29 на курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин» 

     Привод  транспортера. 

Исходные данные:

угловая скорость рабочего вала ……………………………………….....9,25;

вращающий момент на рабочем валу …………………..………..…...250;

срок службы привода , час ……………………………………………......10000;

производство ……………………………………………………………..единичное;

особые требования …………………………………………………нереверсивный. 

Разработать:

1. пояснительную записку;
2. сборочный чертеж редуктора (А1);
3. рабочие чертежи двух деталей (2·А3);
4. чертеж общего вида привода (А2).

Дата выдачи задания:                                «    »                   2007 г.

Руководитель  проекта:                           _________ Решетов С.Ю.

Дата защиты проекта:                             «    »                 2007 г.

Исполнитель: студент  группы 04МАХП  ________ Чирков Е.Ю.

      Содержание 

 14 Список используемой литературы 46

     Введение 

     В курсовом проектировании принята единая система физических единиц (СИ) со следующими отклонениями, допущенными в стандартах (ИСО и ГОСТ) на расчёты деталей машин: размеры деталей передач выражаются в миллиметрах (мм), силы в ньютонах (Н), и соответственно напряжения в ньютонах, делённых на миллиметры в квадрате ( ), т.е. мегапаскалях (МПа), а моменты в ньютонах, умноженных на миллиметр ( ). У отдельных групп формул даны соответствующие примечания.

     При расчёте закрытой зубчатой цилиндрической передачи с косым зубом редуктора вводятся следующие обозначения: параметры для быстроходного вала обозначаются с индексом «1», а параметры для тихоходного вала обозначаются с индексом «2».

     При расчёте открытой цепной передачи индекс «1» присваивается всем элементам и параметрам ведущего звена, а индекс «2» – ведомого звена рассчитываемой передачи.

     Рисунок 1 – Элементы привода транспртера. 

     Привод общего назначения состоит из:

     1 – электродвигатель;

     2 – упругая компенсирующая муфта;

     3 – закрытая зубчатая цилиндрическая  передача с косым зубом;

     4 – открытая цепная передача. 

     Валы  привода:

     I – вал электродвигателя;

     II – быстроходный вал редуктора;

     III – тихоходный вал редуктора;

     IV – вал рабочей машины.

1. Выбор и проверка электродвигателя, кинематический расчёт привода

1. Выбор и проверка электродвигателя

1. Определение требуемой мощности электродвигателя

     где:

       – мощность на рабочем валу;

       – общий коэффициент полезного  действия (К.П.Д.) привода;

     здесь:

       – вращающий момент на  рабочем валу;

       – угловая скорость рабочего  вала;

       – К.П.Д. упругой компенсирующей  муфты между электродвигателем и редуктором. /1, c. 9, таблица 2/;

       – К.П.Д. цилиндрической  передачи редуктора с учётом  потерь в опорах и подшипниках /1, c. 9, таблица 2/;

       – К.П.Д. цепной передачи /1, c. 9, таблица 2/;

       – К.П.Д. пар подшипников /1, c. 9, таблица 2/;

2. Определение требуемой частоты вращения электродвигателя

     Требуемая частот вращения находится из следующего диапазона частот вращения:

     где:

       – частота вращения рабочего вала привода;

      – диапазон возможных передаточных чисел привода.

     здесь:

      – диапазон возможных передаточных чисел цилиндрической передачи редуктора /1, c. 10, таблица 3/;

        – диапазон возможных передаточных чисел открытой цепной передачи /1, c. 10, таблица 3/.

     Тогда:

      . 

     Отсюда: 

       об/мин

3. Выбор электродвигателя

     Исходя  из полученных выше данных, выбираем электродвигатель переменного тока с короткозамкнутым ротором единой серии 4А по ГОСТ 19523-81 (серия АИР по ТУ16-525.564-84) /1, c. 11-12, таблица 4-5/ с техническими характеристиками, представленными в таблице 1.

       Таблица 1 – Технические характеристики  выбранного электродвигателя

     Рисунок 2 – Электродвигатель АИР100S4УЗ исполнения 1М1081

2. Определение общего передаточного  числа и разбивка его между ступенями

     Общее передаточное число привода:

     Примем  передаточное число цилиндрической передачи редуктора /1, c. 16/, тогда передаточное число открытой цепной передачи равно:

     Из  стандартного ряда передаточных чисел  выбираем значение   /1, c. 16/

3. Определение частот вращения валов  привода

      ;

      ;

      .

4. Определение угловых скоростей  валов привода

      ;

      ;

      ;

      .

5. Определение мощностей на валах  привода

      ;

      ;

      ;

      .

6. Определение вращающих моментов на валах привода

      ;

      ;

      ;

      . 

     Таблица 2 – Результаты кинематического  расчёта привода

2. Расчет закрытой цилиндрической шевронной передачи

1. Исходные  данные для расчета

     Получены  из кинематического расчета и  на основании исходных данных на проектирование.

     Вращающий момент на шестерне Т_II=T₁, Н×м  – 17,47.

     Вращающий момент на колесе Т_III=T₂, Н×м  – 76,25.

     Частота вращения шестерни n_II=n₁, об/мин –  1435.

     Частота вращения колеса n_III=n₂, об/мин – 318,89.

     Передаточное  число передачи = 4,5.

     Срок  службы передачи L_h , час – 10000

     Режим работы 0.

     Смазка  погружением колеса в масляную ванну.

     Электродвигатель  имеет следующие параметры:

• мощность номинальная , Вт – 3000;
• мощность расчетная , Вт – 2624;
• отношение пускового момента к номинальному  Т_мах / Т_ном = 2,4.

2. Выбор материалов зубчатых колес передачи и  определение допускаемых  напряжений

1. Выбор материала  зубчатых колес

       Так как к габаритным размерам  редуктора не предъявляется особых  требований, то принимаем следующие  материалы:

     - для шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, твердость НВ₁ 269÷302, предел прочности σ_В1 = 900 МПа, предел текучести σ_Т1 = 750 МПа /2, c. 7, таблица 1/;

     - для колеса: сталь 45 ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, НВ  235÷262, предел прочности σ_В2 = 780 МПа, предел текучести σ_Т2 = 540 МПа /2, c. 7, таблица 1/.

2. Средняя твердость  материала шестерни и колеса

     НВ_ср1 = (НВ_min1 + HB_{max 1}) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5;

     НВ_ср2 = (НВ_min2 + HB_max2) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.

3. Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N_∑1 и N_∑2

     N_∑1 = 60 × L_h × n_II = 60 × 10000 × 1435 = 8,61 × 10⁸ ; 

     N_∑2 = 60 × L_h × n_III = 60 × 10000 × 318,89 = 1,91 × 10⁸ .

4. Эквивалентное число циклов перемены напряжений

     При расчете на контактную выносливость:

     - для шестерни: N_HE1=k_HE× N_∑1= 1,0×8,61 × 10⁸ =8,61 × 10⁸,

     здесь k_HE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/- для колеса:  N_HE2=k_HE× N_∑2= 1,0×1,91 × 10⁸ = 1,91 × 10⁸ .

     При расчете на изгибную выносливость:

     N_HE1=k_FE× N_∑1= 1,0×8,61 × 10⁸ = 8,61 × 10⁸,

     здесь k_FE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/;

     N_FE2=k_FE× N_∑2= 1,0×1,91 × 10 ⁸= 1,91 × 10⁸ .

5. Число циклов перемены напряжений, соответствующее  длительному пределу контактной выносливости шестерни  и колеса N_HG1 и N_HG2 для колес из улучшенных сталей

     N_HG1 = 30 × (HB_ср1)^2,4 = 30 × 285,5^2,4 = 23,47 × 10⁶;

     N_HG2 = 30 × (HB_ср2)^2,4 = 30 × 248,5^2,4 = 16,82 × 10⁶   /2, c. 8/.

6. Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости

     Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес: 

     N_FG1 = N_FG2 = 4 × 10⁶ /2, c. 8/

7. Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость

1. Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость

     Для шестерни:

      ,

     где σ_Нlim – предел контактной выносливости, для улучшенных колес /2, c. 9, таблица 3/:

     σ_Нlim1=2· HB_ср1 +70 =2·285,5+70=641 МПа;

     S_H – коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; S_H = 1,1 – для улучшенных колес /2, c. 9/;

            - коэффициент долговечности,  так как 

      > N_HG1 =23,47 × 10⁶,   то /2, c. 10/;

       - коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости сопряженных поверхностей  зубьев, для материалов первой группы принимаем =0,9 /2, c. 10/;

       - коэффициент, учитывающий влияние  окружной скорости, на предварительном  этапе расчета принимаем  = 1 /2, c. 10/.

     Тогда  МПа.

     Для колеса:

      ,

               σ_Нlim2=2· HB_ср2 +70 =2·248,5+70=567 МПа.

     Поскольку N_HE2 =1,91 × 10⁸ > N_HG2=16,82 × 10⁶ , то /2, c. 10/, тогда:

      МПа.

     Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых передач:

      МПа,

      МПа < МПа.

     Принимаем МПа.

2. Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную выносливость

     Для шестерни:

      ,

     где - предел изгибной выносливости при нулевом цикле напряжений /2 таблица 4/, для улучшенных колес:

       =1,75×HB_ср1 = 1,75×285,5 =499,6 МПа,

      - коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность /2, c. 11/;

      - коэффициент долговечности,  так как 

      > N_FG1 =4 × 10⁶,   то /2, c. 11/;

      – коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости переходной поверхности  между зубьями, при  зубофрезеровании /2, c. 12/;

       – коэффициент, учитывающий влияние  двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем  приложении нагрузки  /2, c. 12/.

     Тогда:

     Для колеса:

      ,

      =1,75×HB_ср2= 1,75×248,5 =434,9 МПа.

     Поскольку N_FE2 =1,91 × 10 ⁸ > N_FG2=4 × 10 ⁶ , то /2, c. 11/, тогда:

8. Максимальные  допускаемые напряжения  [σ]_Hmax и [σ]_Fmax

     1) При расчете на контактную  выносливость [σ] _Hmax

       [σ] _Hmax = 2,8×σ_Т2 = 2,8 × 540 = 1512 МПа.

     2) При расчете на изгибную выносливость [σ]_Fmax1 и [σ]_Fmax2

      [σ]_Fmax1= 2,74 × НВ _ср1 = 2,74 × 285,5 = 782,3 МПа;

      [σ]_Fmax2 = 2,74 × НВ _ср2 = 2,74 × 248,5 = 680,9 МПа.

3. Определение основных параметров передачи

1. Коэффициенты  нагрузки при расчете на контактную выносливость

     К_Н = К_{Н β}×К_НV×K_Ha.

     Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся  колес

     К_Нβ =  × (1 - Х) + Х .

     Полагая y _ba= 0,5 для шевронной зубчатой передачи /2, c. 15/, определим относительную ширину шестерни

     Коэффициент режима для режима работы 0 X=1 /2, c. 8, таблица 2/.

     Тогда К_Нβ = 1.

     С целью определения коэффициента динамичности нагрузки вычислим приближенное значение окружной скорости:

      м/с,

     где – коэффициент для косозубой передачи  /2, c. 16/.

     Назначаем 9-ю степень точности изготовления цилиндрической косозубой шевронной передачи /2, c. 17, таблица 9/.

     Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен K_HV = 1,02 /2, c. 17, таблица 10/.

     Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой  передаче K_Ha= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для шевронных колес 9-й степени точности при окружной скорости V=1,88 м/c.

     Коэффициент нагрузки