Федеральное Государственное Автономное Образовательное Учреждение Высшего Профессионального Образования

«Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б. Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Курсовая работа

Привод технологической машины Студент Михайлов А.А.

Группа Мт-230 901

Руководитель Зиомковский В.М.

Екатеринбург 2015 г.

Введение

В данной курсовой работе проектируется косозубый цилиндрический горизонтальный одноступенчатый редуктор.

Редуктором называют особый механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Он служит для передачи вращения от вала двигателя к валу исполнительного механизма. Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором размещены элементы передачи: подшипники, валы, зубчатые колёса.

1. Выбор электродвигателя и расчет основних параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

Где P — Мощность на ведомом валу;

?0 — Общий КПД привода.

?0 = ?зп · ?рп· ?2пп·?м

где ?зп — КПД зубчатой передачи;

?рп — КПД ременной передачи;

?пп — КПД одной пары подшипников.

— КПД муфты.

0 = 0.98 · 0.96 · 0.992 0,99 =0.913

По требуемой мощности выбираем электродвигатель. Электродвигатель подбирается с ближайшей большей мощностью, а так же учитывая, что отношение синхронной частоты вращения электродвигателя к частоте вращения на ведомом валу не должна превышать 16.

Принимаю двигатель 132М6, мощностью 7.5 кВт и частотой вращения 1000 об/мин и коэффициентом скольжением S=3,2%.

Частота вращения вала электродвигателя (ведущий вал).

n1 = nс · (1 -)=1000 · (1 —)= 968 об/мин

1.1 Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам Передаточное число зубчатой передачи рекомендуется выбирать из диапазона 2,5

Принимаю передаточное число зубчатой передачи u =4 (номинальное передаточное число). Тогда Передаточное число ременной передачи Общее передаточное число привода: uоб = =

Частоты вращения валов (отсчет валов начинается с электродвигателя).

n1 = 968 об/мин

n2 = n1/ = 968/3.72=260.22 об/мин

n3 = n2/ = 260.22/4=65.05 об/мин Мощности, передаваемые валами.

Р1 = Ртр = 7.12кВт Р2 = Р1 · ?рп · ?пп = 7.12 · 0.96 · 0,99 = 6.77кВт Р3 = Р2 · ?рп · ?пп· ?м = 6.77 · 0,98 · 0,99· 0,99 = 6.5 кВт Моменты на валах Тi = 9550·

2. Расчет зубчатой передачи

подшипник шпонка вал зубчатый

2.1 Подбор материала

Для выбора материала необходимо определить наружный диаметр заготовки Dm и характерный размер заготовки для насадного зубчатого колесаSm. При передаточном числе зубчатой передачи .Для этого воспользуемся формулами

Dm = Km ·

где Т2 — крутящий момент на шестерне Н*м;

U — передаточное число зубчатой передачи;

km — коэффициент, учитывающий вид передачи (для косозубой передачи km = 20).

Sm = 1.2 · (1 + U) ·

Dm = 20 · мм

Sm = 1.2 · (1+4) · = 23.76мм

Ориентировочный диаметр заготовки зубчатого колеса:

Выбор стали изготовления для зубчатой передачи шестерни и колеса.

Сталь 45, термообработка — улучшение

Твердость поверхности зубьев:

Шестерня 269−302 HB

Колесо 235−262 HB

Определение средних значений твердости поверхности зуба

2.2 Расчет допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения: для их определения воспользуемся зависимостью. J=1-вал-шестерня, J=2- вал колесо.

?РНi =

Где ?Hlimj — предел контактной выносливости для j вала;

KHLj — коэффициент долговечности;

SHj — коэффициент безопасности.

?Hlim1 = 2НВ1+ 70 = 641 МПа

?Hlim2 = 2НВ2+70= 567 МПа Коэффициенты определим из таблицы 2.1. для термообработки улучшение, нормализация они будут иметь значения:

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

Где NHO — базовое число циклов напряжений;

NHE — эквивалентное число циклов напряжений.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений. Базовое число циклов напряжений известно из характеристик материала NHO1 = 23.5· 106, NHO2 = 16.8· 106 (табл. 1.1). Эквивалентное число циклов можно определить по формуле:

NHEi = µh · N?

Где µh — коэффициент эквивалентности определяемый по режиму работы из таблицы 3.1 (для легкого µh = 0.125);

N? — суммарное число циклов напряжений за весь срок службы.

N?i = 60 · n · c · th

Где n — частота вращения;

с — число зацеплений за один оборот колеса. с=1;

th — суммарное время работы передачи в часах.

th = 365· L· 24· Kг· Кс· ПВ где ПВ = 0.01ПВ% = 0.01 · 15 = 0.15 -относительная продолжительность включения.

L — срок службы 10 лет;

Кг — Коэффициент использования привода в течение года. Кг =0,8

Кс-Коэффициент использования привода в течение суток. Кс=0,5

th = 365 · 10 · 24 · 0.8 · 0.5 · 0.15 = 5256 ч

N?1 = 60 · 968· 1 · 5256 = 3.05*

NHE1 = 0.125 · = 38.13

NHE2= 0.125 · 7.62= 9.53

Поскольку Примем

определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

?НРmin=?HP2= 520.61МПа Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

?HP = 0.45· (?НР1 + ?НР2)=496.5?НРmin

Где ?HP| = 1,23 · 1,23·520.61=640.35 МПа

2.3 Расчет допускаемых напряжений на изгиб

где ?Flim — предел изгибной выносливости зуба;

SFкоэффициент безопасности;

KFC — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

KFL — коэффициент долговечности.

Предел изгибной выносливости зубьев:

Коэффициент безопасности при изгибе:

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода: коэффициент долговечности при изгибе:

Где q — показатель степени кривой усталости табл. 3.1 (для термообработки нормализация улучшение q = 6);

NFO — базовое число циклов при изгибе 4*106;

NFE — эквивалентное число циклов напряжений при изгибе.

Базовое число циклов при изгибе

Эквивалентное число циклов напряжения при изгибе

Поскольку

Определим допускаемые напряжения изгиба

2.4 Проектный расчет передачи Расчет межосевого расстояния Где Kа = 410 для косозубых передач;

T2 — крутящий момент на шестерне Н*м;

KН=1,2 — коэффициент контактной нагрузки;

?ba=0,4- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию примем по ГОСТ 2185–66.

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185–66 =180 мм.

Рекомендуемый диапазон выбора модуля:

m = (0.01…0.02)?w= (0.01…0.02)180= 1.8…3.6.

Из полученного диапазона принимаю стандартный модуль ГОСТ 9563–60 m=2мм Суммарное число зубьев для косозубых передач определяется по формуле:

Делительный угол наклона зуба определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяют по формуле:

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число определяется:

Значение uф не должен отличаться от номинального более чем на 2.5%. Проверим это: =

Ширина венца колеса определяется по формуле:

Принимаю bw2 = 75 мм, а bw1 = bw2 +5= 78 мм. (ГОСТ 6636−69)

Диаметр делительных окружностей косозубых колес определяется:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес.

Т.к. число зубьев шестерни то коэффициент смещения ==0

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

Назначим степень точности передачи по ГОСТ 1643–81 nст = 8.

2.5 Проверочный расчет передачи Проверка контактной прочности зубьев

— для косозубой передачи.

Коэффициент контактной нагрузки Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

Где — коэффициент учитывающий переработку зубьев

=0,002=0,208

=1+0,15(8−5)0,208=1,093

Для определения (коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы) вычислим коэффициент ширины венца по диаметру.

По значению определим методом линейной интерполяции Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

=1.093

Выполним расчет перегрузки Проверка изгибной прочности зубьев Напряжение изгиба в зубе шестерни Коэффициент формы зуба при xj=0

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность Коэффициент торцевого перекрытия Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Коэффициент нагрузки при изгибе В результате получим Тогда Напряжение изгиба в зубьях колеса

2.6 Силы зацепления

— окружная сила

— распорная сила

— осевая сила

3. Конструирование зубчатого редуктора

3.1 Расчет тихоходного вала (ведомый) Расчет вала начинают с определения диаметра выходного конца, на который крепится механизм передающий крутящий момент исполнительному механизму.

Расчет выходного вала определяется по формуле.

d1 =

где T1 — крутящий момент на тихоходном валу;

[?] - пониженные допускаемые напряжения на кручение, [?] = 22 МПа для вала из стали 45.

d1 = мм

d2 = d1 +5 = 60 +5 = 65 мм

d3= d2 +5 = 65 +5 =70 мм

d4 = d3 + 5 = 70+5 = 75 мм

d5 = d4 +5 =75 +5 =80 мм Для тихоходного вала подберем подшипник из легкой серии: № 214 с параметрами d = 70 мм, D = 125 мм, B = 24 мм, r = 2.5 мм, C0 =45кН, С=60.5 кН Длину выходного конца вала примем: L=2d=260=120мм

3.2 Расчет быстроходного вала (ведущий) Расчет выходного конца вала определяется по формуле.

d1 =

где T2 — крутящий момент на быстроходном валу;

[?] - пониженные допускаемые напряжения на кручение, [?] = 22 МПа для вала из стали 45.

d1 = мм

d2 = d1 +5 = 40 + 5 = 45 мм

d3 =d2 +5= 50 мм

d4 = d5 +5 = 55 мм

d5 = d4 +5= 60 мм Для быстроходного вала подберем подшипник из легкой серии № 210 с параметрами d=50 D =90 мм, В = 20 мм, C0 =23.2кН, С=35.1 кН Длина выходного конца вала рассчитывается по формуле:

L=2d=235=80 мм Построение эпюр изгибающих моментов На вал-шестерню: Fр=50…100=50=0.8 кН ;m=50.83 Нм На вал-колес0 :Fм =50…100 =50=1.54кН ;m=53.25 Н Тихоходный вал Плоскость H-горизонтальная:

Проверка:FH=

Плоскость V-вертикальная:

Проверка:FV=-6.62−1.54+6.07−2.09=0

Построение эпюр:

MAH=0

MBH=0

MCслева=RBH

Mcсправа=RDH =0.9487.42 кН

MVB= - Fм

MVC= -FмBV

4. Быстроходный вал Плоскость H-горизонтальная:

Проверка:FH=-2.46+0.91−1.55=0

Плоскость Vвертикальная:

=0

Проверка:FV ==-0.8+4.92−6.62+2.5=0

5. Расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности

5.1 Расчет подшипников на долговечность на вал-шестерне Суммарные реакции:

R1=

R2=

Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.

P= KбKТ (XVR+YPа)

R-суммарная реакция.

Pа ==1.42 кН

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Kб = 1,3 — коэффициент безопасности (табл.1,6)

KТ=1-температурный коэффициент.

X=0,56 -коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.

е=0,()0,24 ?0,19 е=0,()0,24 ?0,19

0,26?0,19 -выполняется При выполнении этого условия e ?0,19, Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле

Y===1,69

Отношение:

=0.28

> eосевая сила оказывает влияние на долговечность.

выбираем максимальное значение R=5,16кН Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку :

P= KбKТ (XVR+YPа)=1,31(10,565.16+1,691.42)=6.88кН

C=35.1кН — статическая грузоподъемность подшипника.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:

Lh==8504.8 ч Эквивалентная долговечность подшипника Lэкв ==68 038.4 ч > 12 500 ч.

5.2 Расчет подшипников на долговечность на вал-колесе Суммарные реакции:

R3=

R4=

Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.

P= KбKТ (XVR+YPа)

R-суммарная реакция.

Pа ==1.42 кН

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Kб = 1,3 — коэффициент безопасности (табл.1,6)

KТ=1-температурный коэффициент.

X=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.

е=0,()0,24 ?0,19 е=0,()0,24 =0.226 ?0,19

0,226?0,19 -выполняется При выполнении этого условия e?0,19, Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле

Y= ==1.91

Отношение:

=0.233

>eосевая сила оказывает влияние на долговечность.

Выбираем максимальное значение R=6.26Кн Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку :

P= KбKТ (XVR+YPа)=1,3(0,566.26+1.911.42)=8.08кН Долговечность подшипников в оборотах:

C=60.5кН — статическая грузоподъемность подшипника.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:

Lh==107 638.45 ч Эквивалентная долговечность подшипника

Lэкв ==861 107.6 ч > 12 500 ч.

6. Расчет шпонки

6.1 Шпонка на колесе Шпонки призматические ГОСТ 23 360–78, (табл. 1.8)

Диаметр участка вала d= 75 мм,

b = 22 мм, h = 14 мм — сечения шпонки Длина шпонки l = 70 мм, Крутящий момент на валу Т3= 988.46 Нм, Рабочая длина шпонки lр=l-b= 70−22=48 мм, Глубина шпоночного паза на валу t1= 7.5 мм, Проверочный расчет шпонки: сигма смятия см=?[см]

где Т — крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н · м;

h — высота шпонки;

tl — глубина паза на валу;

lррабочая длина шпонки.

см= =109.83 МПа <= 120 МПа;

[см]=120 МПа — для стальных ступиц для реверсивного привода

7. Расчет валов

7.1 Расчет тихоходного вала на статическую прочность Сечение С Осевой момент сопротивления:

Wx = = =41 396.48мм3

Момент сопротивления полярный:

Wp = ==82 792.97 мм3

Напряжения изгиба:

?и== ==3.62МПа Напряжение кручения:

?к===9.84 МПа Касательные напряжения

[?]== = 375 МПа гдепредел текучести для Сталь 45 S-коэффициент предела прочности

?экв== = 17.14 МПа?[?]=375 МПа

7.2 Расчет на усталостную прочность (сечение под подшипником) Сечение В

M=0,23кН*м Т3=957.24Н*м

Fa=1.42 кН

dп=70мм

Wx = ==33 656.88мм3

Wp= = = 67 313.75мм3

А===3846.5мм2- Площадь сечения под подшипником

?а= ==6.83 МПа

?m== =0.4 МПа

?a= ?m ===7.34 МПа Пределы выносливости углеродистой стали при симметричном цикле? -1 =0,43 ?b= 0,43 890=382,7 МПа?-1= 0,58? -1 =0,58 382,7=222 МПа

=4,76 по методу линейной интерполяции

= 0,6 +0,4 =0,64,76+0,4=3,26

KF=1,2 коэффициент влияния шероховатости поверхности Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

?? = 0,02 (1+0,01 ?b)=0,02(1+0,1 890) = 0,198

??= 0,5 ?b= 0,50,198 = 0,099

Kv=1коэффициент упрочнения Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

K?D= (KF-1)/ Kv= (4,76+1,2−1)/1=4,96

K?D=(+ KF-1)/ KF=(3,26+1,2−1)/1=3,46

Коэффициенты запаса прочности

S?===11.25

== =8.5

S===6.78>[S]=2

Усталостная прочность вала в сечении под подшипником обеспечена.

7.3 Расчет вала на усталостную прочность в сечении под колесом. dk=80 мм Сечение С

dк=75мм М=0,15кНм Т3= 954.27Нм

Fa=1.42кН Осевой момент сопротивления:

Wx = - = 36 384.6мм3

Момент сопротивления полярный:

Wp = =77 781.09мм3

А = =4859 мм2

?а= ==4.12 МПа

?m== =0.29 МПа

?a= ?m ===6.13 МПа

? -1 =0,43 ?b= 0,43*890=382,7 МПа

?-1= 0,58? -1 =0,58*382,7=222 МПа

=2,08

??=1,68/dk0,19= 1,68/800.19=0,73

??=1,63/ dk0,22 =1,63/800,22=0,62

K?/??=2,19/0,73=3

K?/??=2,03/0,62=3,35

KF=1,33

?? = 0,02 (1+0,01 ?b)=0,02(1+0,1 890) = 0,198

??= 0,5 ?b= 0,50,198 = 0,099

Kv=1

K?D= (KF-1)/ Kv= (3+1,33−1)/1=3,33

K?D=(+ KF-1)/ KF=(3,35+1,33−1)/1=3,68

S?=== 27.73

== = 9.58

S==9.06> [S]=2

Усталостная прочность вала в сечении под колесом обеспечена.

Заключение

Выполнив данный курсовой проект, я закрепил навыки черчения, ознакомился с основными методиками, справочными данными и примерами расчетов механических передач. Узнал основные узлы одноступенчатого косозубого цилиндрического горизонтального редуктора.

Закрепил умение пользоваться справочной литературой, работу с таблицами.

Библиографический список

1. Баранов Г. Л. Расчет зубчатых цилиндрических передач/ Г. Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2008. 31 с.

2. Зиомковский В. М. Детали машин, основы конструирования/ В. М. Зиомковский. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 154 с.

3. Баранов Г. Л. Расчет валов, подшипников и муфт/ Г. Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 46 с.

4. Баранов Г. Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г. Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2008. 43 с.

5. Чернавский С. А., Чернин И. М. и др., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов- 2-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1988. 416с., ил.

.ur