Расчетно-пояснительная записка

СОДЕРЖАНИЕ 
 
 

Техническое задание......................................................................................................2 Краткое описание работы изделия и его назначение.................................................3

1.Кинематический расчет привода ...........................................................................  .4 2.Расчёт зубчатых  передач .......................................................................................... 6

3. Эскизное проектирование       3.1.Проектные расчеты валов ................................................................................7       3.2. Выбор типа и схема установки подшипников .............................................8       3.3  Расстояние между деталями ...........................................................................9 4. Конструирование  зубчатых колес .........................................................................10 5.  Расчет соединений      5.1. Шпоночные соединения .................................................................................12

3.2. Соединение с натягом......................................................................................14                                                                              3.3.Сварные  соединения ........................................................................................18 6.  Подбор подшипников качения на заданный ресурс............................................20 7. Конструирование корпусных деталей....................................................................34 8.  Расчет валов на статическую прочность и    сопротивление   усталости........................................................................................35 9. Выбор смазочных материалов ...............................................................................52 10. Муфты ....................................................................................................................53 11.Список литературы.................................................................................................55 12. Приложение

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Техническое задание . 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                         Введение. 

     Введение.

Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод цепного  транспортера.

Составными частями  привода являются асинхронный электродвигатель, цепная передача, двухступенчатый цилиндрический редуктор, упруго предохранительная муфта, приводной вал.

Устройство привода  следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с муфты; с выходного вала редуктора через упруго-предохранительную муфту на приводной вал.

Требуется выполнить  необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

• чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);
• сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);
• рабочие чертежи деталей редуктора;
• чертеж общего вида упругой муфты;
• чертеж общего вида привода;
• расчетно-пояснительную записку и спецификации;

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     

        
 
 

1.Кинематический  расчет. 

       Для проектирования цепного транспортера, прежде всего, необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определили мощность, потребляемую движущим устройством, оценили КПД привода. Далее уточнили передаточные отношения редуктора, подсчитали вращающие моменты на валах привода. Таким образом, определим исходные данные для расчета передач. 

           1.1. Подбор электродвигателя

    Для  выбора электродвигателя определяют  требуемую его мощность и частоту вращения.

  Потребляемую  мощность (кВт) привода( мощность  на выходе) находим по формуле:

, где F_t- окружная сила, кН.,

                     v- скорость ленты транспортёра, м/с.

.

    Требуемая  мощность электродвигателя:

, где   - общий КПД.

, где  - КПД зубчатой передачи,

                                   - КПД муфты,

                                   - КПД подшипников,

                                   - КПД цепной передачи.

,    тогда:

.

    Частота  вращения вала электродвигателя:

, где u_т и u_б- передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора.

Предварительно  вычислим частоту вращения , мин^-1 приводного вала

, где  - делительный диаметр тяговой звездочки, мм.

, в нашем случае 

Тогда мин^-1. Передаточные числа u_т и u_б принимаем по таблице 1.2 [1, с.7]. u_т=4 а u_б=4,275.

Отсюда 

    По  таблице 24.9[1, с.459] выбираем электродвигатель: АИР132М8/712 , мощностью P=5.5кВт.

     1.2 Уточнение передаточных чисел  привода.

 После выбора  электродвигателя уточняют передаточное  число привода,

  . В нашем случае мин^-1. В нашем случае, .  

  По формулам  из таблицы 1.3 [1, с.9] получаем  3,64мин^-1 ,   мин^-1  

       1.3 Определение вращающих моментов  на валах привода.  

 Определим  момент на приводном валу:

, тогда вращающий момент на  тихоходном валу

    Полученные  величины используются для расчета  передач на ЭВМ

      
 
 
 

    2. Расчет  зубчатых передач

   При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости; наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности.

   Применение  ЭВМ для расчетов передач позволяет  произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) и др. Необходимо выбрать оптимальный вариант.

   Расчет  проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант.

   На  втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые  для расчета валов и выбора подшипников. 

2.1. Данные для  расчёта параметров цилиндрических  зубчатых передач на

    ЭВМ  и расчёт параметров цилиндрических  зубчатых передач на ЭВМ 

  Подготовка  исходных данных для расчета  на ЭВМ.

Для расчета  цилиндрического, двухступенчатого редуктора  выполненного по развернутой схеме с раздвоенной быстроходной, тихоходной шевронной с канавкой внешним зацеплением на ЭВМ подготовим следующие исходные данные: 

 Вращающий  момент на тихоходном валу, Н×м     1060

Частота вращения тихоходного вала, мин^-1     41,53

Ресурс, час                 10000

Режим нагружения         3

Передаточное отношение редуктора      17,14

      Коэффициент ширины венца       0,4 

Последовательность  расчета, выполняемого ЭВМ.

1) Предварительно  определяется коэффициент межосевого  расстояния К_а, для колес прямозубых К_а = 450, для колес косозубых К_а= 410.

2)  Принимается значение коэффициента y_a в зависимости от положения колес относительно опор  равным  y_a = 0.4

3)     Определяется значение  межосевого  расстояния  a_w,  мм:

                        a_w=K_a(u±1) , где

K_H – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность;

K_H= K_Hv K_Hb K_Ha, где

K_Hv-учитывает внутреннюю динамику нагружения,

K_Hb-учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

K_Ha- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

T_HE2  – эквивалентный момент на колесе.

4) Определяются  основные размеры колеса :

делительный диаметр :

d₂ = 2 a_wu / (u±1);

ширина  [мм] :

b₂ = y_а  a_w ;

для быстроходной ступени  двухступенчатого редуктора  определяют  коэффициент  ширины :

y_аБ = [K _аБ (u_Б + 1) / a_w  ]³ K_HbБ  T_2Б / u _Б ² [s]_HБ ² = 0.15 ;

ширина  колеса быстроходной ступени :

b_2Б = y_аБ a_w

5) Модуль  передачи :

cначала принимается коэффициент модуля К_m  для колес :

прямозубых - 6.6 ;

косозубых    - 5.8;

Предварительно  модуль передачи :

m ^/ = 2 К_m T₂ / d₂ b₂[s]_F

допускаемое напряжение  [s]_F подставляется меньшее из  [s]_F1  и [s]_F2 .

6) Число  зубьев шестерни и колеса .

Число зубьев шестерни :

z₁ = z_E / (u+1)>z_1min

для прямозубых колес:  z_1min = 17,

для косозубых  колес:  z_1min = 17cos³b.

7) Фактическое передаточное число.

Допускаемое  отклонение  от  заданного  передаточного  числа  < 4 %.

u_Ф = z₂ / z₁

8) Диаметры  колес.

Делительные диаметры d:

шестерни :

d₁ = z₁ m / cos b.

колеса  внешнего зацепления:

d₂ =  2a_w - d₁

Диаметры  окружностей  вершин d_a  и впадин d_f  зубьев :

колес внешнего зацепления :

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ – y )m ;

d_f1  = d₁ - 2(1.25 – x₁)m ;

d_a2 = d₂  + 2(1 + x₂  - y )m ;

d_f2  = d₂  - 2(1.25 -  x₂ )m ;

 9) Силы в зацеплении:

окружная :

F_t = 2T₂ / d₂  ,

где Т₂  - момент на колесе, Н·м;

радиальная :

F_r = F_t tg a / cos b ;

осевая  :

F_a = F_t  tg b .     

10) Проверка  зубьев колес по напряжениям  изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

s_F2 =К_FaК_FbК_FvY_bY_F2F_tE / (b₂m) < [s ]_F2 ;

в зубьях шестерни:

s_F1 =s_F2 Y_F1 / Y_F2  < [ s ]_F1 .

11) Допускаемые  контактные напряжения.

Предел  контактной выносливости:

s_Hlim1 = 17 H_HRC+200;

s_Him2 =2 H_HB+70;

Коэффициент запаса прочности:

S_H = S_hmin S_ha S_Hb;

Коэффициент долговечности:

Z_N = , где

N_NG = H³_HB;

N_HE = m_H·N_K ,

N_K = n₁ 60 n_з t_S;

n₁ - частота вращения шестерни;

t_S - требуемый ресурс времени;

Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:

[s]_H = s_Hlim Z_N/S_H

Допускаемое контактное напряжение:

[s]_H = 0.45 ([s]_H1+[s]_H2);

[s]_H2 £ [s]_H £ 1.2 [s]_H2; 

2.2. Анализ  результатов расчёта ЭВМ

     По  рассчитанным данным был найден оптимальный  вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты.

Выбранный вариант  №5. Результаты расчета представлены на следующей странице. 
 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     3. Эскизное проектирование 

     3.1. Проектный расчет  валов

3.1 Предварительный  расчет валов

    Вращающий  момент на быстроходном валу  Т_Б= 63,8

    Вращающий  момент на тихоходном валу  Т_Т=1060

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков валов определяем по формулам:

     Для быстроходного вала 

   Принимаем диаметр быстроходного вала d=32мм

   Тогда диаметр вала под подшипник: принимаем

   равным 35мм. t_КОН – высота заплечика вала [1, с.46]

   Диаметр вала под зубчатое колесо

    , где r- координата фаски подшипника [1, с.46],

     Принимаем  =45мм.

  Для тихоходного  вала расчет проводится аналогично:

  

     Принимаем d_П=60мм

      Принимаем d_П=72мм

   Расчеты для промежуточного вала:

     Принимаем d_К=42мм.

     Принимаем d_П=35мм

     Принимаем d_БП=48мм, f определяем по

   таблице [1, с.46]       
 

  3.2. Выбор  подшипников

Из за неизбежной угловой погрешности при изготовлении колес для шевронных передач на вал будет действовать дополнительная сила, стремящаяся сдвинуть вал, что может повлечь за собой более быстрый выход из строя редуктора. Поэтому в редукторе часть опор сделаем плавающими. Для плавающих опор применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами, т.к. они допускают осевое смещение валов. Одну из опор объязательно нужно зафиксировать, иначе редуктор не будет работать. Выбираем конические роликовые подшипники, т.к они не дают валу перемещаться, выдерживают большие нагрузки, а так же добавляют дополнительную жесткость конструкции.

Для редуктора  выбраны подшипники:

Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87 7212А:

 d=60мм, D=110мм, B=22мм,

Роликовый радиальный с короткими цилиндрическими  роликами ГОСТ 8328-75 12207:

d=35мм, D=72мм, B=17мм. 

   Для приводного вала изначально приняты  шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники 1212 d=60 мм,   D=110 мм,  В=22 мм по ГОСТ 28428-90. 

  4. Расчёт  соединений

  4.1.1. Соединение  с натягом (колесо быстроходной  ступени)

     Исходные данные:

       Т=270 Нм - вращающий момент на колесе,

       d=42мм- диаметр соединения,

       d2=63мм- диаметр ступицы колеса,

       l=40мм- длинна сопряжения.

   1) Среднее контактное давление:

    , где К- коэффициент запаса  сцепления,

                                             f- коэффициент сцепления.

   K=4,5 [1, c.88], f=0,14 [1, c.88]

   

   2) Деформация деталей:

    ,где С₁,С₂- коэффициенты жёсткости,

      где  коэффициент Пуассона

   для стали  

   Е- модульупругости, МПа., Е=2,1*10⁵

   

1. Поправка  на обмятие микронеровностей:

      , где R_a1, R_a2- средние арифметические

     отклонения профиля поверхностей.

     

2. Минимальный натяг:

     

3. Максимальный натяг:

      

     предел текучести материала

    

    

4. Выбор посадки:

      По значениям  назначаю посадку: H8/x8

5. Температура нагрева:

  4.1.2. Соединение  с натягом (колесо тихоходной  ступени)

     Исходные данные:

       Т=1060 Нм - вращающий момент на колесе,

       d=72мм- диаметр соединения,

       d2=92мм- диаметр ступицы колеса,

        l=98мм- длинна сопряжения.

   1) Среднее контактное давление:

    ,        

      

   2) Деформация деталей:

   

6. Поправка  на обмятие микронеровностей:

      , где R_a1, R_a2- средние арифметические

     отклонения профиля поверхностей.

     

7. Минимальный натяг:

     

8. Максимальный натяг:

        

    

    

9. Выбор посадки:

      По значениям  назначаю посадку: H7/z7

  Определяем  силу запрессовки: ,  -определяем по[1, с.90]

 

   

4.2. Шпоночное  соединение 

4.2.1. Шпоночное  соединение быстроходного вала  с муфтой 

   Расчёт  на прочность по критерию смятия:

    , где Т- вращающий момент,Нм.,

                                      d- средний диаметр,мм.,

                                      l_p- рабочая длина шпонки,мм.,

                                      t₂- высота шпонки,мм.,

     - допускаемое напряжение смятия, МПа.,

                                     - предел текучести,МПа.,

                                                       

   

    - шпонка пригодна.

4.2.2. Шпоночное  соединение тихоходного вала  с муфтой

   Дано:     T=1060Hм- вращающий момент,

              l_p=52мм- рабочая длина шпонки,

              d=51,9мм- посадочный диаметр,

              t₂=5,5мм- высота шпонки.

   

    - шпонка пригодна.

4.2.3. Шпоночное  соединение звездочки с приводным  валом 

   Дано:    T=1060 Hм- вращающий момент,

              l_p=45мм- рабочая длина шпонки,

              d=75мм- посадочный диаметр,

              t₂=7,5мм- глубина врезания шпонки в ступицу. 

    - шпонка пригодна. 

                             5. Расчёт подшипников

5.1. Расчёт  подшипников на быстроходном  валу.

 Расчетная  схема 

   Силы, действующие в зацеплении:

   F_r=1226,6H- радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

   F_A=1468,8H- осевая сила,

   F_t=3032,6Н- окружная сила.

   Осевую  силу в расчетах не учитываем, т.к  она компенсируется. (см. рис)

   Определяем  реакции опор от сил действующих  в зацеплении:

   

   Очевидно  в силу симметричности, что

   

   Из  уравнения моментов получим что