Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию 

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ 

Кафедра  конструирования  и стандартизации  машиностроения 
 
 
 

                                                                                 Допускаю к защите

Руководитель, доцент, к.т.н.

Сокикас В.И. 
 
 

ПРИВОД  КОНВЕЙЕРА 
 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА 

к  курсовой работе (проекту)  по  дисциплине

 «Прикладная механика». 
 
 
 

1. 009.00.00.ПЗ 
 
 
 

       Выполнил  студент  группы ГП-08

        Мацюк А.А. 
 

          Нормоконтроль 
 

Курсовая  работа защищена

                                                                     с  оценкой 
 
 
 

Иркутск, 2011 г.

Содержание 

              Введение……………………………………………………………………… 3

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт………………………………..4

1. Выбор электродвигателя………………………………………………………………...4

2. Кинематический расчёт……………………………………………………………….....5

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора…………………………………………………..….6
1. Выбор материала и определение допускаемых контактных напряжений…………...6
2. Определение межосевого расстояния………………………………………………… .7
3. Определение нормального модуля зацепления……………………………………….. 7
4. Определение числа зубьев шестерни и колеса………………………………………... 7
5. Определение основных размеров шестерни и колеса……………………………….....8
6. Проверка контактных напряжений……………………………………………………...9
7. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба…………………………..9   
3. Конструирование и предварительный расчёт валов редуктора………………….11
1. Ведущий вал……………………………………………………………………………..11
2. Ведомый вал……………………………………………………………………………..12

4. Конструирование размеров шестерни и  колеса…………………………………..…13
1. Шестерня………………………………………………………………………………... 13
2. Зубчатое колесо………………………………………………………………………….13

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора и эскизная компоновка…………14
6. Проверка долговечности подшипников………………………………………….......15
7. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………………….20
8. Уточненный расчет валов…………………………………………………………..….21

9. Подбор  посадок для сопрягаемых  поверхностей……………………………………24

10. Выбор смазки…………………………………………………………………………… 25

11. Сборка  редуктора………………………………………………………………………  25

       Список литературы……………………………………………………………………  26 
 
 
 
 
 
 
 
 

   ВВЕДЕНИЕ. 
 
 
 

        Цель  курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические  знания, а также развить расчетно-графические  навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой  машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используется зубчатая передача.

        Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или  червячных передач, выполненный  в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение  редуктора – понижение угловой  скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению  с валом ведущим 
 
 
 
 
 
 
 

1. Выбор электродвигателя и  кинематический расчёт

1. Выбор электродвигателя

 n₃ =30*2,9/3,14=87 оборотов/мин

   Мощность на приводном валу конвейера  Р₃ = 6,0 кВт

 По  таблице 1.1. (п.1) выбираются значения КПД отдельных передач, входящих в привод,

 и определяется общий КПД привода 

 η_общ = η_ц.п, η_з.з.п. η_п.к. =0,95

                    где,

                                 η_ц.п  –КПД цепной передачи,=0,95

                           η_з.з.п. – КПД закрытой зубчатой передачи,  = 0,97          

                                η_п.к. – КПД пары подшипников качения,  = 0,99                     

                                          n – число пар подшипников качения.                                                           

           Расчетная мощность на валу  электродвигателя 

  с мощностью  Р_дв  = 7,5 кВт  (табл. П.1): это электродвигатели, имеющие соответственно                                                                      

 номинальную частоту вращения n_дв1=3000  мин^-1; n_дв2=1500 мин^-1; n_дв3= 1000 мин^-1; n_дв4= 750     мин^-1      

 Исходя из этого получаем четыре возможных  варианта значения общего передаточного 

 отношения привода: 

 Далее по таблице предварительно принимаем  в соответствии с рекомендациями стандартное 

 значение  передаточное отношение редуктора u_ред = 4 (п.1 стр.36)   и вычисляем       

 возможные значения передаточного отношения цепной передачи: 

 цепных  передач находится в пределах  u_ц.п. = 2 …6, поэтому окончательно принимаем:

 u_ред =4    ;  u_ц.п.= 4,3    .

 Таким образом, в приводе конвейера используем электродвигатель  мощностью  Рдв=7,6 кВт, с числом оборотов nдв =1500об/мин.                       
 
 
 

1.2.Кинематический  расчёт 

 Частота вращения быстроходного  вала редуктора:

 n₁ = n_{дв = 1500}   мин ^–1 

 Частота вращения тихоходного  вала редуктора:

 Мощность  на валах редуктора: 

 На  быстроходном валу:

           Р₁ = P_{р.дв *} η_м  =  7,6

 на  тихоходном валу:

 Р₂ = Р_{1 *} η_з.з.п =6,383

 Вращающий момент на валах редуктора: 

 На  быстроходном валу: 

          где Р₁ в ваттах. 

 на  тихоходном валу: 

 Т₂ = Т₁ u_ред =  47,77

2. Расчёт  зубчатых колёс редуктора

2.1 Выбор материала  и определение  допускаемых контактных  напряжений

 По  таблице 3.3. (п.1) в соответствии с  рекомендациями выбираем материалы: для  изготовления шестерни сталь 40Х,  σ_в = 930 МПа,  σ_т = 700 МПа, твёрдость H₁ = 270 HB, термообработка – улучшение; для изготовления колеса сталь 45 (после нормализации),  σ_в = 690 МПа, σ_т = 340 МПа, твёрдость H₂ = 200 HB. 
 

 Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле 

                                                           (п.1, формула 3.9.) 

 где: σ_Нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таб. 3.2. п.1);

         K_HL - коэффициент долговечности;

         [S_H] – коэффициент безопасности (1,1)                                                         (п.1, стр.33)

 Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

                                                            σ_Нlimb = 2НВ + 70                                       (п.1, таблица 3.2.) 

  При длительной  эксплуатации редуктора число  циклов нагружения больше базового, поэтому принимаем  K_HL =1.

   Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение  

                                                    [σ_Н]=0,45([σ_Н1] + [σ_Н2] ),                                      (п.1, формула 3.10) 

 где:  ([σ_Н1] – расчетное контактное допускаемое напряжение для шестерни;

          [σ_Н2] - расчетное контактное допускаемое напряжение для колеса. 
 

 Для шестерни:

                             ,МПа.                            

 для колеса : 

 [σ_Н] =0,45([σ_Н1] + [σ_Н2])=0,45(554,5 +427,27)=441,79 ,МПа 

    Требуемое условие [σ_Н]≤1,23[σ_Н2])    441,79 ≤ 427,27 1,23=525,5      выполнено.                              

  Межосевое  расстояние из условия контактной  выносливости активных поверхностей  зубьев

 где:   К_α –вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 43,0

          K_Hβ –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для передач с

 симметричным  расположением колес по отношению  к   опорам   = 1,0                                                                                                           

                                                                                                                            [п.1, таблица 3,5]

          ψ_ba – коэффициент ширины зубчатого венца. Для косозубых колес принимаем = 0,4.

 Принимаем стандартное  значение межосевого расстояния a_w =125    мм.    [п.1,стр.36] 

 2.3 Определение нормального  модуля зацепления 

  Модуль  передачи 

 Принимаем стандартное значение модуля   m_n =2,5  мм.                                  [п.1,стр. 36] 

 2.4 Определение числа  зубьев шестерни  и колеса 

  Принимаем  предварительно угол наклона  зубьев β = 10^о и определяем числа зубьев шестерни и колеса

  Принимаем   z₁ = 20

 z₂ = z₁ u_ред  = 98-20=78 

  Уточненное  значение угла наклона зубьев 

 β_у = 11,47 
 

 Диаметры  делительных окружностей: 

 Шестерни          ,02, мм; 

   Колёса             , мм. 

 Проверка  межосевого расстояния: 

 что соответствует определённому ранее  значению. 

 Диаметры  окружностей вершин зубьев: 

 Шестерни      51+2 2,5=56 , мм;

 Колёса            199+5=204 , мм. 

 Диаметры  окружностей впадин зубьев: 

 Шестерни      51-6,25=44,75 , мм

 Колёса            199-6,25=192,85 , мм

 Определяем ширину колеса:   b₂ = ψ_ba a_w =0,4 125=50

                                       шестерни: b₁ =  b₂ + 5 мм =50+50=55

      Определяем коэффициент ширины  шестерни по диаметру  ψ_bd =

     Окружная скорость колес  υ =0,5 ω₁ d₁ = = 000мм/с= 4м/с

  При  такой скорости для косозубых  колес следует принять 8-ю степень  точности (п.1, стр.32). 

 Силы  в зацеплении: 

 Окружная

 радиальная

 осевая

 Проверочный расчёт на контактную прочность проводиться  по формуле:    

 где:  K_{H –} коэффициент нагрузки; 

     Коэффициент расчётной нагрузки при расчёте на контактную прочность  

 K_H= K_Hβ K_Hα K_Hυ.,

 где: K_Hα – коэффициент. Учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес. При

                  υ≤5 м/с и 8-й степени точности  = 1,09                                       [п.1, таблица 3,4.] 

         K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых передач при υ≤5 м/с =1,0

                                                                                                                           [п.1, таблица 3,6.]

 Значение было найдено при расчёте межосевого расстояния.  

 Таким образом,                            K_H= 1 х 1,09 х 1 = 1,09 

 σ_H

=  441,79, МПа. 
 

 Условие контактной прочности соблюдается. 
 
 

 2.7 Проверка зубьев  на выносливость по напряжениям изгиба

  Допускаемое напряжение на изгиб определяется по формуле 

                                               [σ_F]=

 где: σ_Flimb  -предел выносливости соответствующему базовому числу циклов. Для стали 45

                     улучшенной при твердости НВ ≤ 350   = 1,8 НВ                       [п.1, таблица 3,9]

         [S_F] – коэффициент безопасности.

 [S_F] = [S_F]΄  [S_F]^˝,

 где: [S_F]΄  - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес.

                    Для стали 45 улучшенной = 1,75                                                 [ п.1, таблица 3,9 ]

         [S_F]^˝  - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для

                     поковок и штамповок = 1,0

 Следовательно, [S_F] = 1,75 х 1 =1,75

 Допускаемое напряжение: для шестерни       [σ_F1] = МПа

                                        для колеса        [σ_F2]= МПа

 где: Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа

                зубьев.

  Для шестерни z_F1 = z₁ /cos³β_у = 20/0,941=21,25                  

 для колеса z_F2 = z₂ /cos³β_у =78/0,941=82,9

                 Соответственно, Y_F1= 4,09   , Y_F2 =  3,61 .                                         [п.1, стр.42]

         Y_β – коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения той

                 же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.

         K_F – коэффициент нагрузки.

         К_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между

                  зубьями. При 8-й степени точности = 0,91                                      [п.2, стр. 66.] 

 K_F = K_Fβ K_Fυ,

 где: K_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине

                  зуба. Зависит от ψ_bd и HB. При НВ≤ 350 и ψ_bd = 50/198,97  =0,251[п.1, табл. 3,7.]    

        K_Fυ – коэффициент динамичности 1,3                                                        [п.1, табл. 3,8.]

 K_F =1

 Расчёт  на изгиб производится для шестерни или колеса в зависимости от отношения 

  :

 Для шестерни 278/4,09=67,97

 Для колеса 206/3,61=57,06

 Так как для колеса это отношение  меньше, расчёт проведём по колесу. 

 Y_β =1 –β_у / 140 = 1-10/140=0,93 

 Таким образом, условие прочности на изгиб  соблюдается.

 Простые по конструкции гладкие валы выполняются одинакового номинального диаметра по всей длине; для обеспечения требуемых посадок деталей предусматриваются на участках вала соответствующие отклонения диаметра. Для удобства сборки и разборки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей вала – валы выполняются ступенчатыми.

 Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. 

1. Ведущий вал

 Материал  ведущего вала выбираем такой же, как  уже выбранный материал шестерни, предполагая , что шестерню будем выполнять заодно с валом.

 Диаметр выходного конца вала определяем из расчёта только на кручение по пониженным напряжениям  по формуле 

 где: Т₁ – крутящий момент ведущего вала, Н мм   ;

        [τ_к]  _- допускаемое напряжение на кручение, МПа. 

 d_в11=

 Корректируем  d_в11по предполагаемому ряду чисел [п.1, стр.161], при необходимости по стандартным размерам муфт (п.1, стр.268-288).  d_в11 =25, мм

 Разрабатываем конструкцию вала.

 Длина ступени  l₁₁  под полумуфту          l₁₁= (1.0 ÷1.5) d_в11=25, мм

 Диаметр второй ступени d₂ под подшипники качения определяется

 t = 2,5                                                                                                                  

 d_в12 =  25+2

 Принимается d_в12 – по ближайшему значению внутреннего диаметра подшипников качения средней серии [п.1, табл. П3.].   d_в12 = 30     

 Предварительно  принимаем радиальный упорный шариковый подшипник №36206   (d = 30  D=62  B=16 С=22 С0=12)             

 Длина ступени l₁₂ принимается с учётом уплотнения крышки с отверстием и ширины подшипника для вал-шестерни.

 l₁₂ =1,5

 Принимаем для  шестерни рассчитанные ранее размеры  d_а, , d_ш1 , b_1.

 Определяем  l₃.                                                   l₁₃ = b₁ +2,4δ=55+2,4 8=74,2,мм

 где δ –  толщина стенки редуктора (не менее 8 мм).

 l₁₃ =75,мм

 Определяем  d_в13.         d_в13 = d_в12 +3,2 r=30+3,2 1,5=34,8, мм  

      где  r –радиус галтели.                                                                                             [п.1, стр. 168.]

 d_в13 =35, мм

 4-ая  ступень d_в14  - для установки второго подшипника  d_в14 = d_в12

 l₁₄ = B + с

 где: В –  ширина подшипника;

         с – размер фаски.                                                                                              [п.1, стр. 167.] 
 

l₁₄ =16+2=18, мм

 Диаметр выходного конца ведомого вала: 

 [τ_k]₂ – допускаемое напряжение на кручение для материала ведомого вала.

 Принимаем d_в21 =40, мм                   l₂₁= (1.0 ÷1.5) d_в21=1*40=40, мм 
 

 Аналогично  расчёту ведущего вала определяем остальные  размеры вала, а именно

      Определяем                                             d_в22 = d_в21+2 t =40+2 2,5=45  мм

       Принимается d₂ – по ближайшему значению внутреннего диаметра подшипников качения средней серии [п.1, табл. П3.].   d_в22 =45, мм      

      Предварительно принимаем радиальный упорный шариковый подшипник № 36209 (d=45 D=85 B=19 С=31,2 С0=25,1 )             

 l₂₂ = 1.25 d_в22 =1,25

 Определяем  d_в23.                       d_в23 = d_в22 +3,2 r=45+3,2=48,2 мм

      где  r –радиус галтели.                                                                                           [п.1, стр. 168.]

 d_в23 =50 мм 

       Принимаем l₂₃   равное  l₁₃ ведущего вала                             l₂₃ =74,2>b₂ =50 мм 

 d_в24 = d_в22=40  мм 

 l₂₄ = В +с = 19+2,5=21,5 мм