Министерство образования и науки РФ

Министерство образования и науки РФ

Национальный исследовательский Томский Политехнический Университет

Юргинский Технологический институт

Кафедра: ГШО

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА ПО

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Выполнил студент гр 10Б20. _________ Меренюк А.А.

(подпись)

Руководитель _________ Садовец В.Ю.

(подпись)

(дата)

Юрга 2014

Спроектировать привод цепного конвейера

1. Электродвигатель 3. Редуктор

2. Муфта упругая 4. Передача цепная

Данные для расчёта

Мощность на приводном валу Рпр=7.8 кВт.

Частота вращения приводного вала nпр=70 мин^-1

Передаточное отношение цепной передачи i_ц.п.=2.5

Срок эксплуатации L_h=32*10³ ч.

Нагрузка постоянная, передача нереверсивная.

Разработать сборочный чертёж редуктора.

Содержание

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

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

3. Расчёт зубчатой передачи на прочность……………….............……………7

4. Ориентировочной расчёт валов......................................................................14

5. Предварительный расчёт подшипников……………………………………17

6. Смазывание зацепления и подшипников..…………………………………18

7. Конструктивные размеры деталей редуктора………………………………

8. Подбор и проверка прочности шпонок……………………………………..

9. Список используемой литературы…………………………………………..

Перечень приложений

1. Спецификация сборочного чертежа редуктора.

2. Размещение отверстий под винты на подшипниковых крышках.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Задача

Выбрать тип электродвигателя.

1.2 Данные для расчёта

Мощность на приводном валу Рпр=7.8 кВт.

Частота вращения приводного вала nпр=70 мин^-1.

Передаточное отношение цепной передачи i_ц.п.=2.5.

1.3 КПД привода

где:

1.4 Требуемая мощность двигателя

1.5 Ориентировочное передаточное отношение привода

1.6 Ориентировочна частота вращения вала двигателя

1.7 Выбор двигателя

По ГОСТ 19523-81 принимаем закрытый двигатель типоразмера 160М8/730

2 Кинематический расчёт

2.1 Задача расчёта

Определить передаточное отношение привода при выбранном двигателе и разбить его по ступеням.

Определить частоты вращения валов, мощности и вращающие моменты на валах.

2.2 Данные для расчёта

Требуемая мощность двигателя

Номинальная (фактическая) частота вращения вала

Частота вращения приводного вала

Передаточное отношение цепной передачи

Частные значения КПД:

2.3 Передаточное отношение привода при выбранном двигателе и его разбивка по ступеням

2.4 Частота вращения валов

2.4.1 Ведущего вала редуктора

2.4.2 Ведомого вала редуктора

2.4.3 Ведомого вала цепной передачи

должно быть:

2.5 Мощности на валах

2.5.1 На ведущем валу редуктора

2.5.2 На ведомом валу редуктора

2.5.3 На ведомом валу цепной передачи

Должно быть:

2.6 Вращающие моменты на валах

2.6.1 На ведущем валу редуктора

2.6.2 На ведомом валу редуктора

Проверка:

Разница между

3 Расчёт зубчатой передачи на прочность

3.1 Задача расчёта

Определить размеры передачи из условия контактной выносливости материала поверхности зубьев.

Произвести проверочные расчёты: 1) на сопротивление усталости рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям, 2) на сопротивление усталости при изгибе с целью проверки правильности выбранного модуля.

3.2 Условия расчёта

При расчёте полагаем, что передача длительно работающая, так как срок службы L_h=32000ч.

Нагрузка постоянная, передача не реверсивная.

3.3 Данные для расчёта

Вращающий момент на ведомом валу

Передаточное отношение зубчатой передачи

Частота вращения ведущего вала

3.4 Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс (6,с.7…8)

3.4.1 Для шестерни

Принимаем сталь 45, термообработка-улучшение,

3.4.2 Для колеса

Принимаем сталь 35, термообработка-нормализация,

3.5 Допускаемое контактное напряжение для материала колеса (6,с.9)

Для длительно работающей передачи:

где – предел длительной контактной выносливости для материала колеса.

При нормализации и улучшении

3.6 Допускаемые напряжения изгиба

Для нереверсивной передачи (вращение только в одну сторону–зуб работает одной стороной):

Где – предел длительной выносливости при работе зуба на изгиб.

При нормализации и улучшении

3.6.1 Для шестерни

3.6.2 Для колеса

3.7 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости материала поверхности зубьев.

Здесь К–коэффициент, зависящей от типа зубьев; для косозубых передач К=270 (8,с.4);

Где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

–коэффициент концентрации нагрузки;

–коэффициент динамической нагрузки.

Ориентировочная окружная скорость в зацеплении:

Здесь –коэффициент, зависящий от типа передачи, типа зубьев и термообработки; для косозубых передач =15

=в/а–коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию; зависит от положения колёс в корпусе и твёрдости зубьев; при симметричном расположении и любой твёрдости =0,4…0,5

Принимаем =0,4.

По этой скорости назначаем 9ую степень точности (7,с.5)

Находим коэффициент с учётом поправки.

Поправка на каждые 0,1м/с:

С учётом поправки при

Находим коэффициент с учётом поправки.

При

Поправка на каждые 0,1м/с:

С учётом поправки при

Коэффициент расчётной нагрузки:

Принимаем

3.8 Нормальный модуль зацепления (8,с.4)

По ГОСТ 9563-60 принимаем

3.9 Ширина венца колеса и ширина шестерни

3.10 Число зубьев

3.10.1 Суммарное число зубьев

Где – угол наклона зуба. Принимаем

принимаем

3.10.2 Число зубьев шестерни

3.10.3 Число зубьев колеса

3.11 Передаточное число

Отклонение от ранее принятого значения:

3.12 Диаметральные размеры колёс

3.12.1 Делительные диаметры

3.12.1.1

3.12.1.2

3.12.2 Диаметры окружностей вершин

3.12.2.1

3.12.2.2

3.12.3 Диаметры окружностей впадин

3.12.3.1

3.12.3.2

3.13 Фактическое межосевое расстояние

3.14 Фактическая окружная скорость в зацеплении

Оставляем ранее принятую 9ую степень точности.

3.15 Фактический коэффициент расчётной нагрузки.

При

При

Коэффициент расчётной нагрузки:

3.16 Проверочный расчёт на сопротивление усталости рабочих поверхностей зубьев.

Действительные контактные напряжения:

Недогрузка:

3.17 Силы в зацеплении.

3.17.1 Окружная сила

3.17.2 Радиальная сила

3.17.3 Осевая сила

3.18 Проверочный расчёт на сопротивление усталости при изгибе.

где – коэффициент формы зуба; принимаем по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев и относительного смещения

Эквивалентное число зубьев:

коэффициент наклона зуба; определяем по зависимости:

–коэффициент расчётной нагрузки (7,с.2)

где –коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

для косозубых передач при 9ой степени точности (7,с.2)

–коэффициент концентрации нагрузки; при постоянной нагрузке

–коэффициент динамической нагрузки; находим с учётом поправки.

При

Поправка на каждые 0,1м/с:

С учётом поправки при

Коэффициент расчётной нагрузки:

3.18.1 Для шестерни

52,7 Н/мм² < 255 Н/мм² –условие изгибной прочности выполняется.

3.18.2. Для колеса

.

52 Н/мм² <182 Н/мм²–условие изгибной прочности выполняется.

Результаты расчёта сводим в таблицу.

Таблица 1–характеристика зацепления.

Параметр	Обозначение	Значение
1.Число зубьев: шестерни колеса	Z1 Z2
2.Модуль нормальный, мм	mn
3.Ширина зубчатого венца, мм	b2
4.Угол наклона зубьев, град.	β	10^0
5.Степень точности	9–В ГОСТ 1643-81

4 Ориентировочный расчёт валов

4.1 Задача расчёта

Определить диаметры: выходных концов валов, посадочных мест под подшипники, посадочных мест под зубчатые колёса.

4.2 Условия расчёта

Расчёт ведем на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Рекомендуется для выходных концов валов.

.

Минимальное значение диаметра выходного конца вала:

.

Остальные диаметры назначаем конструктивно. При этом принимаем: диаметры выходных концов и посадочных мест под зубчатые колеса по ГОСТ 6636-69; диаметры посадочных мест под подшипники стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения.

4.3 Данные для расчёта

Вращающие моменты:

Диаметр выходного конца вала двигателя d_эл=48 мм.

4.4 Вал ведущий

4.4.1Диаметр выходного конца вала

Из условия прочности на кручение:

Принимаем .

С учётом возможности подбора стандартной муфты:

По ГОСТ 6636-69 принимаем d₁=40мм (2,с.162)

4.4.2 Диаметр вала под подшипники

Принимаем

4.4.3 Диаметр вала под шестерню

По ГОСТ 6636-69 принимаем

4.5 Вал ведомый

4.5.1 Диаметр выходного конца вала

Из условия прочности на кручение:

Принимаем .

По ГОСТ 6636-69 принимаем d₂=60мм. (2,с.162)

4.5.2 Диаметр вала под подшипники

Принимаем

4.5.3 Диаметр вала под колесо

По ГОСТ 6636-69 принимаем .

4.6 Кинематическая схема привода

Индексы 1,2 соответствуют ведущему и ведомому валам;

d_ЭЛ –диаметр вала электродвигателя;

d_1,2 –диаметры выходных концов валов;

d₁',d₂' –диаметры посадочных мест под подшипники;

d₁",d₂" –диаметры посадочных мест под зубчатые колёса.

Рисунок 1

5 Предварительный подбор подшипников

5.1 Задача и условия подбора

Назначить подшипники по диаметру посадочного места и направлению действующих сил. Так как осевые силы незначительны (β=10⁰), то ориентируемся на радиальные шарикоподшипники.

5.2 Данные для подбора

Диаметры валов под подшипники: d₁'=45мм, d₂'=65мм.

5.3 Вал ведущий

Принимаем подшипники легкой серии 209 (2,с.393).

5.4 Вал ведомый

Принимаем подшипники легкой серии 213 (2,с.393).

5.5 Эскиз подшипника и его размеры (2,с.392...393)

Таблица 2

	Условное обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
d	D	B	r	r1	[c]	[c0]
валы								38,2	18,6
					2,5	1,2

6 Смазывание зацепления и подшипников

6.1 Задача

Назначить способ смазки зацепления и подшипников и выбрать сорт масла для смазки.

6.2 Данные

Окружная скорость в зацеплении .

6.3 Смазывание зацепления

Так как < 12,5 м/с, то для смазывания передачи применяем картерную систему смазки. При этой системе смазки в корпус редуктора заливают масло так, чтобы венец колеса был в него погружён. При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.

Для смазки принимаем индустриальное масло марки И-30А.

6.4 Смазывание подшипников

Так как >1м/с, то подшипники смазываются из общей масляной ванны путём разбрызгивания.

7 Конструктивные размеры деталей редуктора

7.1 Конструктивные размеры колёс

7.1.1 Эскиз колеса и его размеры (3,с.28)

Таблица 3 –Данные для расчёта

Диаметр вала	d”2
Ширина колеса	b2
Модуль нормальный	mn
Диаметр окружности впадин	df2	281.9

Рисунок 3

Таблица 4-Конструктивные размеры колеса

dcm
lcm
f		1.5
δ0
D0
Dотв
dотв
δd

7.1.2 Эскиз вала-шестерни и его размеры

Возможно два конструктивных исполнения шестерни зубчатых передач: 1) вместе с валом (вал-шестерня) и 2) отдельно от него (насадная шестерня).

Качества (жесткость, прочность и др.) вала-шестерни выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. Поэтому все шестерни редукторов обычно исполняют заодно с валом.

Из предыдущих расчётов имеем:

D₁=70мм d_a1=76мм d_f1=62.56мм m_n=3мм b₁=77мм

М 1:1

Рисунок 4

7.2 Конструктивные размеры подшипниковых крышек

7.2.1 Привертные глухие крышки

Таблица 5 – Данные для расчёта

Валы	Наружный диаметр подшипника D
Ведущий
Ведомый

Рисунок-5

Таблица 6 – Конструктивные размеры крышек

в миллиметрах

Dф

δ

δ1

δ2

d

z

с

l

b

D^/

Валы

Ведущий

Ведомый

Примечание: d – диаметр винтов, крепящих крышку к корпусу редуктора;

z – количество винтов.

7.2.2 Привертные проходные крышки

Таблица 7– Данные для расчёта

Валы	Размеры манжеты
Внутренний диам. d	Наруж. Диам. D1	Ширина h1
Ведущий
Ведомый

Рисунок 6

Таблица 8 – Конструктивные размеры крышек

Дата добавления: 2015-08-27