Министерство образования и науки РФ

Южно- Уральский Государственный Университет

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

«Привод цепного конвейера»

Нормоконтроль:

Руководитель: Е.П. Устиновский

Автор проекта: А.Ю.Степанюк

студент группы ТВ-318

Проект защищен с оценкой

Челябинск 2007

Содержание Введение 1 Кинематический и силовой расчёты привода 1.1 Определение мощности на валу исполнительного механизма 1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя 1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма 1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя 1.5 Выбор электродвигателя 1.6 Определение передаточного отношения привода 1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов. 1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи . 1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни. 1.10 Коэффициент K Hβ. 1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ. 1.12 График зависимости массы от 2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи. 2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев. 2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения 2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу. 2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки. 3.Расчет закрытых цилиндрических передач. 3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи. 3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи. 3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи 3.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу. 3.4Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии max нагрузки 3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе max нагрузкой 3.6 Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи 4.Выбор смазки Литература

Введение

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» является первой работой при выполнении которой приобретаются навыки расчёта и конструирования деталей и узлов машин, изучаются методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающих получение надёжных, долговременных и экономических конструкций.

1. Кинематический и силовой расчёты привода.

Выбор электродвигателя

Кинематическая схема привода.

Мотор

МУВП

Редуктор С2

Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта

Приводной вал с 2-мя звездочками

1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма.

Мощность на приводном валу Р3, кВт,

,

где Ft – окружное усилие на приводном валу, Н;

V – окружная скорость на приводном валу, м/с.

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.

Расчётная мощность на валу двигателя Р1 определяется с учётом потерь в приводе:

где η – общий КПД привода,

η =η1·η2;

η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97;

η2– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η2=0,97;

Согласно [1, стр8 табл.1]

η = 0,97·0,97=0,9409.

При этом

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота вращения приводного вала n3, об/мин,

где Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

.

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя n1, мин-1:

n1= n3·ί,

где n3 – частота вращения приводного вала, n3 =105 мин-1;

ί – передаточное отношение привода.

ί =ί1·ί2

Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

ί1=3…6

ί2=3…6.

ί =(3…6)*(3…6)=9…36

Тогда n1= 105*(9…36)=945…3780.

Так как в мотор- редукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах , для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем

n1=1.500 мин -1.

1.5 Выбор электродвигателя

В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

Выбираем двигатель 100L /1410 с T max/T ном.=2,2, n1.=1410мин-1.

Число полюсов d1 l1 l30 b1 h1 d30 l10 l31 l0 b10 h h10 h31 2,4,6

28

60

391

8

7

240

112

63

160

160

100

12

247

1.6 Определение передаточного отношения привода

После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:

1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.

Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р2, кВт,

где Р1– мощность на валу электродвигателя, Р1=3,72кВт;

η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97;

Определение вращающих моментов на валах :

где Р1– мощность на валу двигателя, кВт;

n1 – частота вращения вала, мин-1;

Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т2, Н·м,

где Р 1–мощность на валу двигателя, кВт;

η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97

n2-частота вращения на быстроходном валу редуктора мин-1,

Определение вращающего момента на приводном валу Т3, Н·м,

где Р2– мощность на быстроходном валу, кВт;

n3 – частота вращения вала, мин-1;

η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97

Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.

таблица1

№ вала	Т, Н·м	Р, кВт	n, мин-1
1	25,19	3,72	1410
2	111,25	3,61	309,75
3	318,3	3,5	105

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи .

Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.

Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов , а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости . Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей , закаливаемых до высокой твердости.

Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.

Поэтому примем в качестве термообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

Согласно источнику [1, стр22 табл.7] цементации соответствуют материалы:

Шестерня- 20Х ГОСТ 4543-71

Колесо- 15Х ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев ,HRC:

шестерня- 55…60

колесо- 55…60.

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня-230…240

колесо – 230…240.

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа :

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где σHlim b1,σHlim b2- пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса;

σHlim b =23*55=1265 МПа

S Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S Hmin= 1,2

– коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр21] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем = 949 МПа.

1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

Где bW-рабочая ширина зубчатых венцов,

dW1- начальный диаметр шестерни.

Согласно источнику [1, стр33, табл. 14]:

ψbd=0,3…0,6

Принимаем ψbd2=0,6

1.10 Коэффициент K Hβ.

Коэффициент K Hβ. Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.

Согласно источнику [1, стр34, рис. 10] принимаем:

K Hβ2=1,12

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

ί – передаточное отношение привода

ί=13,43

Т1-вращающий момент на тихоходном валу

Т1= 318,3 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.

=949МПа

ψbd2- коэффициент ширины зубчатого венца

ψbd2=0,6

K Hβ2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

K Hβ2=1,12

Количество потоков мощностей 1;

Вид зубьев – косозубые.

1.12 График зависимости массы от

2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактные напряжения , МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

Z Nj – коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле:

Где N H lim bj - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:

N H lim b1= N H lim b2=90*106

N HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса

N HE1=μн*N∑1,

N HE2=μн*N∑2.

где μн- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

μн= 0,125

N∑1,N∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.

где n2– частота вращения 3 вала , взята из табл.1:

n= 105, мин-1

– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.000 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n1– частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле

n1=n2*i2,

где i2- передаточное отношение.

n1= 105*2,950 =309,75 мин -1.

Тогда

N∑1= 60*309,75*11.000=2*108

N∑2=60*105*11.000=6,9*106

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N HE1=0,125*2*108=0,25*108

N HE2=0,125*6,9*108

Так как N HEj≤ N H lim bj принимаем q н= 6

0,25*108≤90*106

0,86*106≤90*106

==1,2

Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев

0,75≤ Z Nj≥1.8

Принимаем Z N1=1.2

==2.1

Принимаем Z N1=1,8

Найдем допускаемые контактные напряжения:

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.

Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:

σHP max=44* H HRC

σHP max=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

σ F lim b j- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

σ F lim b 1=680МПа

σ F lim b 2= 680МПа

S F min 1,2- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр28]:

S F min 1,2=1,7

Y Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле

Y Nj

где N F lim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:

N F lim=4*106

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤350НВ q F=6

N FEj - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N FEj=μF*N∑j j=1,2

Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:

μF=0,038

Тогда

N FE1=2*108*0,038=0,76*106

N FE2=6,9*106*0,038=0,26*106

Вычислим коэффициент долговечности:

Y N1=1,3

Y N2=1,5

YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

Согласно источнику [1, стр29, табл. 11]принимаем:

YA=1

Допускаемые напряжения :

МПа

МПа

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

где σ FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

σ FSt= 2000МПа

S FSt min- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S FSt min= YZ*SY

Где YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:

YZ=1

SY- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:

SY=1,75

S FSt min=1*1,75=1,75

Yх -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса , выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:

Yх=1,025

=1171 МПа

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.

3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d 1= d w= ,

mn- модуль зацепления

mn=2,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos9.069 = 0.987

Z1-число зубьев

Z1=20

d 1= d w= =45,6мм

-диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn

d a1=45,6+2*2,250=50,1мм

-диаметр впадин зубьев

d f1=d1-2.5mn

d f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d 2= d w= ,

Z2=59

mn=2,250

cosβ =cos9.069 = 0.987

d 2= d w= =134,5

-диаметр вершин зубьев:

d a2=d2+2mn

d a2=134,5+2*2,250=139мм

-диаметр впадин зубьев

d f2=d2-2.5mn

d f2=134,5-2,5*2,250=128,875мм

3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d 1= d w= ,

mn- модуль зацепления

mn=1,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos15,143= 0.965

Z1-число зубьев

Z1=25

d 1= d w= =32,4мм

-диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn

d a1=32,4+2*1,25=34,9мм

-диаметр впадин зубьев

d f1=d1-2.5mn

d f1=32,4-2,5*1,250=29,275мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d 2= d w= ,

Z2=114

mn=1,250

cosβ = 0.965

d 2= d w= =147,7

-диаметр вершин зубьев:

d a2=d2+2mn

d a2=147,7+2*1,250=150,2мм

-диаметр впадин зубьев

d f2=d2-2.5mn

d f2=147,7-2,5*1,250=144,575мм

3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

3.2.1.Окружная скорость в зацеплении

где d1 –делительный диаметр шестерни

d1=45,570мм

nj-частота вращения вала шестерни, мин -1

n1=309,75

3.2.2 Выбор степени точности передачи.

Согласно источнику [1, стр41, табл. 15] выбираем точность 8 ( средняя)

3.2.3Коэффициент перекрытия

εα- коэффициент торцевого перекрытия

εα= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cos β,

Так как зацепление внешнее – знак «+»

εα=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6

εβ- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b2= bW=28

mn=2,250

εγ- суммарный коэффициент перекрытия

εγ= εα+ εβ

εγ=1,6+0,626=2,2

3.2.4Коэффициент KHα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.

Согласно источнику [1, стр42, рис. 12] принимаем

KHα=1,08

3.2.5Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Где Т1- вращающий момент на шестерне

W HV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W HV =σн*g 0*V*

Где σн- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику

[1, стр42,табл. 16]:

σн=0,004МПа

g 0-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику [1, стр43,табл. 17]:

g 0=56

W HV =0,004*56*0,739*

3.2.6 Удельная расчетная окружная силаН/мм

3.2.7 Коэффициент Z ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия εβ‹1

Z ε=

Z ε=

3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа

σн= Z H* Z E Z ε*

где Z H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр45,рис.13]:

Z H=2,47

Z E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес , для стальных колес

Z E=190

σ HP- допускаемое контактное напряжение

σн= 2,47*190*0,83 *МПа

σ HP=0,45*( σ HP1+ σ HP2)

σ HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа

σн≤ σ HP : 973,8≤1281,15

3.3Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.

3.3.1 Коэффициент K Fβ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость

при изгибе .Выбираем согласно источнику [1, стр45,рис.14]:

K Fβ=1,19

3.3.2 Коэффициент K Fα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.

K Fα= K Нα=1,08

3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.

W FV- удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб,Н/м

W FV=σF*g 0*V*

σF- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику[1, стр42,табл.16]:

σF=0,006

W FV =0,006*56*0,739*

3.3.4Удельная расчетная окружная сила

3.3.5 Коэффициент Y FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.

Согласно источнику[1, стр46,рис.15]: Y FS1=4,09

Y FS2=3,67

3.3.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для косозубых передач :

Так как εβ=0,6 ‹1: Yε= 0.2+0,8/ εα

Yε= 0.2+0,8/ 1,6=0,7

3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yβ=1- εβ*β/1200≥0,7

Yβ=1- 0,6*9,069/1200=0,955≥0,7

3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:

σF= Z FS1* Zβ1* Z ε1*≤ σFP

Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:

σF= 4,09* 0,7* 0,955*≤ σFP

372,83≤520

3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

σнmax= σн* σнPmax

Tmax =β1-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе

TH

β1= 1,25…1,35

Принимаем β1=1,3

σнmax= 973,8* МПа

σнPmax =2.420МПа

σнmax≤ σнPmax

1.110,3≤2.420

3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

σFmax= Tmax ≤ σFPmax

TH

σF=372.83

Tmax =1.3

TH

σFPmax=1.171МПа

σFmax= 372,83*1,3=484,68МПа

σFmax≤ σFPmax

484,68≤1.171

3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft1=

Ft1=

-радиальная сила

Fr= Ft*tg αW/ cosβ

Fr1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н

- осевая сила

Fа= Ft* tgβ

Fа1=4.879*0,16=780,6Н

3.7 Силы в зацеплении быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft2=

Ft1=

-радиальная сила

Fr2= Ft2*tg αW/ cosβ

Fr2=19664*0,36/0,965=7336 Н

- осевая сила

Fа2= Ft2* tgβ

Fа2=19664*0,159 = 3126 Н

4. Выбор смазки.

Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.

При контактном напряжении σН=973,8; окружной скорости V=0,739 м/с согласно источнику [1, стр96,табл.36]: рекомендуется кинематическая вязкость 60 мм2/с при температуре 50 0С

Для быстроходной передачи при скорости V=2,32 и напряжении σН=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм2/с.

Выбираю среднее значение кинетической вязкости 55 мм2/с.Этой вязкости соответствует марка масла, согласно источнику [1, стр97,табл.37] И50А(индустриальное)

Литература

1 Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1995.–102с.

2 Дунаев П.Ф. , Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа, 1978.–352с.

3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др.– 5–е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1984.–560с., ил.

4 Пелипенко И.А., Шевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1991.–41с