Министерство образования и науки Российской Федерации

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Ивановская государственная текстильная академия»

(ИГТА)

Кафедра проектирования текстильного отделочного оборудования

Контрольная работа

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

Выполнил: Сафронова Е.В.

Курс 4, шифр №126006

Специальность 260902

Адрес: г. Ярославль, ул. Блюхера, д. 62 к.33

Вариант 6

Проверил: профессор, канд. техн. наук, доцент Некрашевич А.Б.

Иваново 2013

Задание

Задание 5Т. Спроектировать привод транспортирующей машины.

Вариант 6.

Предоставить:

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Рассчитать и сконструировать закрытую зубчатую передачу

3. Рассчитать и сконструировать быстроходный вал редуктора

Графическая часть:

1. эскиз двигателя

2. эскиз зубчатого зацепления

3. эскиз быстроходного вала редуктора

Содержание

Задание……………………………………………………………………. 2

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……… 4

2 Расчет закрытой зубчатой передачи……………………………….... 7

3 Предварительный расчет быстроходного вала………………………. 11

Список использованных источников…………………………………… 13

Приложение А Эскиз электродвигателя……………………………… 14

Приложение Б Эскиз зубчатого зацепления…………………………. 15

Приложение В Эскиз быстроходного вала редуктора………………. 16

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Исходные данные:

· Кинематическая схема привода приведена на рисунке 1.

· Тяговое усилие на ленте F=6000 Н

· Скорость ленты V=1,6 м/с

· Диаметр барабана D=500 мм

· Условия эксплуатации: нагрузка постоянная; работа в 3 смены; срок службы 8 лет.

1 – электродвигатель

2 – упругая муфта

3 – редуктор одноступенчатый (закрытая прямозубая передача)

4 – открытая прямозубая передача

5 – барабан ленточного конвейера

Рисунок 1 Кинематическая схема привода

На вале электродвигателя 1 закреплена полумуфта упругой муфты; другая полумуфта расположена на ведущем вале редуктора. Обе полумуфты соединены упругими элементами муфты, и вращение от вала электродвигателя передается, таким образом, ведущему валу редуктора.

Шестерня передает вращение зубчатому колесу, закрепленному на ведомом вале редуктора. Вращение от ведомого вала редуктора передается шестерне открытой зубчатой передачи, далее на ее зубчатое колесо, закрепленное на приводном вале привода.

1.1 Определяем мощность на выходном валу привода

(Вт) =9,6 (кВт).

1.2 Определяем частоту вращения выходного вала привода

(об/мин).

1.3 Определяем общий к.п.д. привода

,

где η_откр =0,93 – к.п.д. открытой зубчатой передачи;

η_ред =0,96 – к.п.д. закрытой зубчатой передачи;

η_муф =0,98 – к.п.д. упругой муфты.

К.п.д. даны с учетом потерь на трение в подшипниках /1/.

1.4 Находим требуемую мощность электродвигателя

(кВт).

1.5 По табл. 2.2 /1/ выбираем электродвигатель 4А160S6У3 мощностью P_{дв.табл.} =11 кВт с синхронной частотой вращения n_c =1000 об/мин. Для этого двигателя скольжение S=2,7%.

Рабочая частота вращения двигателя:

(об/мин).

Изображаем выбранный двигатель, указываем его обозначение, мощность P_дв, частоту вращения n_дв, основные размеры – см. приложение А.

1.6 Определяем общее передаточное число привода

.

1.7 Производим разбивку общего передаточного числа привода по ступеням

,

где u_откр –передаточное число открытой зубчатой передачи;

u_{ред .}­– передаточное число закрытой зубчатой передачи (редуктора).

Зададимся передаточными числами закрытой и открытой зубчатых передач в рекомендованных пределах:

u_откр ­=2…4; u_ред ­=2…6,3 /3, с.45/

Примем u_ред=4 /3, с.45/, а передаточное число открытой передачи уточним:

Ранее, от двигателя с частотой вращения n_c =1500 об/мин мы отказались, так как общее передаточное число привода будет примерно , и при разбивке по ступеням передаточное число закрытой передачи будет не менее , т.е. редуктор будет иметь большие габариты. А при n_c =1000 об/мин мы имеем средние габариты. К тому же передаваемая редуктором мощность более 10 кВт, и выбранная ниже марка стали для шестерни и колеса дороже, чем обычная сталь 45, поэтому стремимся уменьшить габариты зубчатого зацепления для снижения стоимости.

1.8 Определяем частоты вращения и крутящие моменты на ведущем и ведомом валах каждой из механических передач привода.

1.8.1 Электродвигатель

(об/мин).

(Н∙мм).

Здесь мы расчет привода выполняем по требуемой мощности двигателя (кВт), считая, что работа привода постоянная (постоянное тяговое усилие на ленте F=6000 Н).

1.8.2 Закрытая зубчатая передача редуктора

(об/мин) – частота вращения входного вала редуктора.

(об/мин) – частота вращения выходного вала редуктора.

(Н∙мм) – крутящий момент на входном валу редуктора.

(Н∙мм) – крутящий момент на выходном валу редуктора.

1.8.3 Открытая зубчатая передача

На входном валу открытой передачи частота вращения (об/мин), крутящий момент (Н∙мм).

(об/мин) – частота вращения выходного вала открытой передачи.

(Н∙мм) – крутящий момент на выходном валу открытой передачи.

В дальнейшем при проектировании механических передач привода полученные передаточные числа, частоты вращения и крутящие моменты уточняют.

2 Расчет закрытой зубчатой передачи

Исходные данные:

Частота вращения шестерни об/мин

Частота вращения колеса об/мин

Крутящий момент на валу шестерни Н∙мм

Крутящий момент на валу колеса Н∙мм

Передаточное число редуктора u_ред =4

Мощность на валу шестерни 10,8 (кВт)

Мощность на валу колеса 10,3 (кВт)

Условия эксплуатации: нагрузка постоянная; работа в 3 смены; срок службы 8 лет.

2.1 Выбор материала шестерни и колеса и их термообработки

В зубчатых передачах общего назначения экономически целесообразно применять зубчатые колеса с твердостью HB350. Рекомендуется в редукторах выполнять шестерню и колесо из стали одной и той же марки, при этом твердость шестерни должна быть выше на 30 единиц HB, чем колеса. По табл. 3.1 /1/ выбираем по передаваемой редуктором мощности материал шестерни и колеса, их твердость и термообработку.

При передаваемой мощности более 10 кВт рекомендуемая марка стали 40ХНМА, термообработка – улучшение, твердость шестерни HB₁=350, колеса HB₂=320.

2.2 Определение основных параметров передачи

2.2.1 Предварительно ожидаемая окружная скорость

4 (м/с)

где V’ – окружная скорость, м/с;

P₁ – мощность на валу шестерни, кВт;

n₁ и n₂ – частоты вращения шестерни и колеса, об/мин.

При окружной скорости V до 6 м/с применяют прямозубые колеса (угол наклона зуба β =0°).

2.2.2 Определение межосевого расстояния

Для прямозубых передач:

(мм)

где a’ – межосевое расстояние, мм;

u – передаточное число зубчатой передачи (редуктора);

Т₂ – крутящий момент на валу колеса, Н∙мм;

k’_Hβ – коэффициент концентрации нагрузки; k’_Hβ =1..1,15 при симметричном расположении колеса относительно опор (по табл. 3.2 /1/); примем k’_Hβ =1,08;

k’_HV – коэффициент динамичности; можно предварительно принять k’_HV =1;

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение, Н/мм²; определяют для колеса как менее прочного в зацеплении:

(Н/мм²),

где S_H =1,1 – коэффициент безопасности;

HB₂ =320 – твердость материала колеса;

ψ_a – коэффициент ширины колеса, принимают ψ_a =0,315.

2.2.3 Определение модуля зацепления

Окончательно модуль принимаем из сокращенного ряда стандартных значений: …1,6; 2,0; 2,5…

Примем m =1,6 мм.

2.2.4 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Для прямозубой передачи

2.2.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Шестерни – , колеса –

2.2.6 Уточнение передаточного числа зубчатой передачи

2.2.7 Определение геометрических размеров зубчатой передачи

Делительные диаметры:

(мм); (мм)

Фактическое межосевое расстояние:

(мм)

Диаметры вершин зубьев:

(мм)

(мм)

Диаметры впадин зубьев:

(мм)

(мм)

Ширина колеса и шестерни:

(мм). Округляем до целого числа миллиметров: b₂ =43 мм.

b₁ = b₂ +(3…5) мм= 43+4=47 (мм).

Выполняем эскиз зубчатого зацепления с указанием полученных размеров в мм – см. приложение Б.

2.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Для прямозубых передач:

,

где σ_H – фактическое контактное напряжение, Н/мм²;

а – фактическое межосевое расстояние, мм;

u_факт – уточненное передаточное число зубчатой передачи;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса, мм;

k_Hβ – уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки; k’_Hβ =1,03 при симметричном расположении колеса относительно опор (по табл. 3.3 /1/) и отношении b₂/d₁=43/54,4=0,8;

k_HV – уточненное значение коэффициента динамичности; определяют по фактической окружной скорости и степени точности изготовления колес:

(м/с),

где V – окружная скорость, м/с;

d₁ – диаметр делительной окружности шестерни, мм;

n₁ – частота вращения шестерни, об/мин;

Для прямозубых колес при V≤6 м/с назначают 8-ю степень точности. При этом k_HV =1,05…1,1. Примем k_HV =1,06.

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение, Н/мм².

Тогда:

Н/мм²

В результате проверочного расчета фактическое контактное напряжение оказалось больше допускаемого на , что допустимо (допускается превышение до 5%).

2.4 Проверочный расчет передачи на изгиб

Расчет выполняется отдельно для шестерни и для колеса. Условия прочности:

– для шестерни,

– для колеса,

где σ_F1 и σ_F2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²;

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса;

Y_β – коэффициент наклона зуба; для прямозубых передач Y_β =1;

k_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки;

k_FV – коэффициент динамичности;

и – допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм².

Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2 определяют при коэффициенте смещения х =0 по эквивалентному числу зубьев. Для прямозубых передач , .

Y_F1 =3,76 (по табл. /1/) при ;

Y_F2 =3,60 (по табл. /1/) при .

Коэффициент концентрации нагрузки k_Fβ определяем по табл. 3.4 /1/ в зависимости от соотношения b₂/d₁ =43/54,4=0,8: k_Fβ =1,08.

Коэффициент динамичности k_FV определяем по фактической окружной скорости V колес и степени точности их изготовления. Ранее определили (м/с). Для прямозубых передач k_FV =1,15 при V ≤3 м/с.

Допускаемые напряжения изгиба:

(Н/мм²) – для шестерни,

(Н/мм²) – для колеса,

где S_F = 1,75 – коэффициент безопасности.

Тогда Н/мм²

Н/мм²

2.5 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила (Н);

Радиальная сила (Н);

Осевая сила для прямозубых передач F_a =0

3 Предварительный расчет быстроходного вала

3.1 Выбор материала валов

Валы изготавливают из углеродистой или легированной стали. В случае изготовления шестерни за одно целое с валом материал этого вала соответствует материалу шестерни.

Дальнейший расчет (см. ниже) покажет, что шестерня изготавливается за одно целое с валом, поэтому материал быстроходного вала соответствует материалу шестерни – сталь 40ХНМА. Для данной стали предел прочности Н/мм², предел текучести Н/мм² /1, стр. 16/.

3.2 Конструирование быстроходного вала

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

,

где d_p – диаметр выходного конца соответствующего вала, мм;

T – крутящий момент на быстроходном валу, Н∙мм;

[τ] – допускаемое напряжение на кручение материала вала, Н/мм².

(Н/мм²).

Примем [τ] =24 (Н/мм²).

Тогда (мм).

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего значения из стандартного ряда: d_p =30 мм.

Диаметр вала двигателя равен 48 мм. Определимся, подойдет ли рассчитанный диаметр вала для упругой муфты, соединяющей быстроходный вал редуктора с валом двигателя.

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применяются упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

По диаметру электродвигателя (48 мм), диаметру входного вала редуктора (d_вх = 30 мм) и моменту на входном валу (Т_вх = 106 Н∙м) выбираем подходящую упругую муфту МУВП по ГОСТ 21424-97 из (/3, с. 422/). Стандартная муфта с диаметрами 48 и 30 мм отсутствует, поэтому полумуфту для d =48 мм возьмем стандартную со следующими характеристиками: Т =710 Н∙м, частота вращения n не более 3000 об/мин, а полумуфту для d =30 мм выберем, взяв стандартную полумуфту d=30 мм для T =125 Н∙м и изменив в ней только посадочное место – диаметр отверстия и диаметр ступицы.

В спроектированной муфте обычно рассчитывают пальцы на смятие и изгиб, однако мы пальцы муфты оставляем стандартные для T=125 Н∙м, поэтому в расчете нет необходимости.

Диаметры остальных участков вала назначаем по конструктивным и технологическим соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения.

Согласно /3, стр. 112/ назначаем:

Диаметр вала под уплотнение и подшипник:

мм,

где t =2,2 мм – рекомендуемая высота буртика при диаметре ступени 30 мм.

Округляем d_П в большую сторону до числа, кратного 5: d_П =35 мм.

Проверяем, подходит ли диаметр для уплотнения, например, для манжеты. Согласно /2, стр. 474/ для диаметра 35 мм можно выбрать стандартную манжету.

Диаметр вала под шестерню (мм). Это диаметр буртика для осевой фиксации подшипника. Округляем до ближайшего стандартного значения по ряду Ra40 /3, стр. 326/ мм.

Длины ступеней (см. приложение В):

мм. Примем l₁= 35 мм. В дальнейшем, при назначении упругой муфты, уточним длину данной ступени с учетом длины полумуфты и вида участка – цилиндрический или конический.

мм. Примем l₂= 55 мм.

l₃ – назначают графически при проработке эскизной компоновке редуктора.

для шариковых подшипников. Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники средней серии /2, стр. 459/. При диаметре 35 мм выбираем подшипник 307 ГОСТ 8338-75. Для данного подшипника В =21 мм. Примем мм.

В приложении В приведен эскиз предварительно рассчитанного и сконструированного быстроходного вала с нанесенными размерами.

Определим, выполнять ли нам шестерню за одно целое с валом. Вал-шестерню применяют в тех случаях, когда расстояние S от впадины зуба до шпоночного паза оказывается мм. У нас рассчитан диаметр вала под шестерню мм. Тогда расстояние

мм,

где мм /2, стр. 476/ – глубина шпоночного паза в шестерне для диаметра 45 мм.

Итак, окончательно принимаем вал-шестерню.

Список использованных источников

1. Проектирование одноступенчатых цилиндрических редукторов. Методические указания/ Сост. В.В. Налетов, С.В. Белов, А.Б. Некрашевич. – Иваново, 2004. – 40 с., ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 8-е изд., испр. – М.: Высш. шк., 2004. – 496 с.: ил.

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. — Калининград: Янтар. сказ, 2002. — 454 с.: ил., черт. — Б. ц.

Приложение Б

Эскиз зубчатого зацепления

Дата добавления: 2015-08-29