МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

ДОНЕЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра опору матеріалів

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до розрахунково-графічної роботи з основ конструювання

Проектування зубчастої передачі редуктора

Виконав студент Корсун А.О.

Викладач Савєнков В.М.

Донецьк 2008

Реферат

Пояснювальна записка: 2 рис., 3 табл., 1 додаток, 5 джерел

Приводиться розрахунок силових і кінематичних параметрів привода стрічкового конвеєра. Проведено проектування і перевірочні розрахунки коліс циліндричної зубчастої передачі одноступінчастого редуктора. Виконано робоче креслення зубчастого колеса редуктора.

ПРИВОД, РЕДУКТОР, ЗУБЧАСТА ПЕРЕДАЧА, ПОТУЖНІСТЬ, МІЦНІСТЬ, ВИТРИВАЛІСТЬ, НАПРУЖЕННЯ

Завдання

Розрахувати кінематичні і силові параметри приводу стрічкового конвеєра і спроектувати зубчасту передачу одноступінчастого циліндричного редуктора приводу. Кінематична схема приводу зображена на рис. 1. Варіанти завдання наведені в табл. 1.

Рисунок 1 – Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра:

1 – електродвигун; 2 – клинопасова передача; 3 – редуктор; 4 – муфта; 5 – барабан; 6 – стрічка

Вихідні характеристики приводу

1. Тяглове зусилля стрічки	F =7,0 кН
2. Швидкість стрічки	v = 1,82 м/с
3. Діаметр барабана	D = 0,42 м
4. Коефіцієнт перевантаження	kп = 1,50
5. Вимоги до габаритів привода	нежорсткі
6. Тип передачі	шевронна

Зміст

Вступ

1. Визначення основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

1.1 Попередній розрахунок основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Остаточний розрахунок основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

2. Проектування коліс циліндричної зубчастої передачі редуктора

2.1 Вибір матеріалу і призначення твердості та виду термічної обробки зубів коліс

2.2 Визначення граничних і допустимих напружень для розрахунку зубів коліс на міцність

2.3 Проектний розрахунок зубчастих коліс

2.4 Перевірочний розрахунок зубів коліс зубчастих передач на згинaльну і контактну витривалість

3. Проектування зубчастого колеса редуктора

Список використаної літератури

Вступ

Відповідно до завдання 1 ДМ проводиться розрахунок основних кінематичних і силових параметрів приводу стрічкового конвеєра. Кінематична схема привода наведена на рис. 1.

Привод призначений для надання обертального руху ведучому барабану 5 стрічкового конвеєра з заданим тяговим зусиллям F і швидкістю v стрічки 6. Рух передається до барабана від електродвигуна 1 через клинопасову передачу 2, одноступінчастий циліндричний редуктор 3 і муфту 4. У процесі виконання контрольної роботи необхідно: розрахувати кінематичні і силові параметри привода, спроектувати зубчасту передачу редуктора і виконати робоче креслення колеса передачі.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода стрічкового конвеєра:

1 – електродвигун; 2 – клинопасова передача; 3 – редуктор; 4 – муфта; 5 – барабан; 6 – стрічка

1. Визначення основних параметрів приводу СТРІЧКОВОГО КОНВЕЄРА

1.1 Попередній розрахунок основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

Необхідна потужність на виході (на валу барабана)

Pвих = F v = 7 ∙ 1,82 = 12,74 квт.

Кутова швидкість барабана

ККД привода

ηпр = ηпас ηзп = 0,95 ∙ 0,98 = 0,93,

де ηпас = 0,95 – ККД пасової передачі;

ηзп = 0,98 – ККД шевронної передачі.

Попереднє значення передаточного числа привода

uпр´= uпас´ uзп´ = 3 · 6 = 18,

де uпас´ = 3 – передаточне число пасової передачі

uзп´ = 6 - передаточне число шевронної передачі.

Необхідне значення потужності на валу електродвигуна

Необхідна кутова швидкість електродвигуна

Необхідна частота обертання електродвигуна

1.2 Вибір електродвигуна

По необхідній потужності і частоті обертання підбирається електродвигун 4A160S4У3.

Технічні характеристики електродвигуна приведені в табл. 1.

Таблиця 1. Технічні характеристики електродвигуна

Тип електродвигуна	Номінальна потужність, кВт	Частота обертання, об/хв	Tпуск/Tном
4A160S4У3	15,0	1465	1,4

Перевірка електродвигуна на можливість запуску при максимальному навантаженні.

Умова запуску виконується. Тому остаточно приймається електродвигун 4A160S4У3. Ескіз електродвигуна приведений на рис.2. Геометричні параметри електродвигуна приведені в табл. 2.

Рисунок 2 – Ескіз електродвигуна

Таблиця 2 - Габаритні, настановні і приєднувальні розміри електродвигуна 4A180M4У3

l30	h31	d30	l1	l10	l31	d1	d10	b1	b10	h	h1	h5	h10
624	430	358	110	178	108	48	15	14	254	160	9	51,5	18

1.3 Остаточний розрахунок основних параметрів привода стрічкового конвеєра

Кутова швидкість ротора електродвигуна

Дійсне значення передаточного числа привода

Приймається остаточне значення передаточного числа зубчастої передачі uзп = 6.

Остаточне значення передаточного числа пасової передачі

Кутова швидкість шестірні

Обертаючий момент на валу шестірні

Кутова швидкість колеса

Обертаючий момент на валу колеса

Результати розрахунку зведені в табл. 3.

Таблиця 3. Кінематичні і силові параметри привода

Ланка	uпр	uпас	uзп	ω, рад/с	T, кН · м
Шестерня	17,68	2,95	6	52	0,25
Колесо				8,67	1,47

2. Проектування коліс циліндричної зубчастої передачі редуктора

2.1 Вибір матеріалу і призначення твердості та виду термічної обробки зубів коліс

Відповідно до жорстких вимог до габаритів привода для редукторів загального призначення приймається матеріал для зубчастих коліс сталь 45 з термічною обробкою – поліпшення з твердістю поверхонь зубів шестерні і колеса 240НВ.

2.2 Визначення граничних і допустимих напружень для розрахунку зубів коліс на міцність

Граничні напруження згинальної витривалості при об'ємному загартуванні приймаються

s0F = 1,8. 240=432 МПа.

Граничні напруження контактної витривалості

s0H = 2НВ +70 = 2 ×240 + 70 = 550 МПа.

Допустимі напруження при розрахунку зубів на згинальну витривалість

МПа,

де = 1 - коефіцієнт, що враховує характер роботи зубів для нереверсивних передач.

= 2,25 - допустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на згинальну витривалість.

Допустимі напруження при розрахунку зубів на контактну витривалість

МПа,

де = 1,25 - допустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на контактну витривалість.

2.3 Проектний розрахунок зубчастих коліс

Міжосьова відстань з умови забезпечення контактної витривалості

де AH =470 - коефіцієнт, що приймається для шевронної передачі;

yba =0,6 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця.

Назначається число зубів шестерні Zш1 = 18 і кут нахилу зубів β =20°.

Число зубів колеса Zк = Zш uзп = 18×6 = 108.

Модуль зачеплення

Приймається стандартне значення m = 4 мм. Початковий діаметр:

шестерні

колеса

Діаметр кола вершин зубів:

шестерні

колеса

Діаметр кола западин між зубами:

шестерні

колеса

Міжосьова відстань

.

Ширина колеса bк = yba a = 0,6 × 268,17 = 160,9 мм.

Приймається найближче стандартне значення bк = 160 мм.

Ширина шестерні bш = bк + m = 160 + 4 = 164 мм.

Приймається найближче стандартне значення bш = 160 мм.

Торцевий коефіцієнт перекриття

Осьовий коефіцієнт перекриття

Сумарний коефіцієнт перекриття

eg =ea + eb = 1,63 + 4,36 = 5,99.

Колова швидкість передачі

v = 0,5 dш wш =0,5 × 76,62 ×10-3 × 52 = 2 м/с.

Ступінь точності передачі

Ст1 = entier (10 – v1 / l) = entier (10 - 2 / 7) = 9,

де l = 7 - коефіцієнт, що приймається для шевронної передачі.

2.4 Перевірочний розрахунок зубів коліс зубчастої передачі на згинaльну і контактну витривалість

Визначаємо коефіцієнт kb, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця через пружні перекоси валів.

Для симетричного розташування передачі щодо опор при відносній ширині шестерні yd =bш /dш = 160/76,62 = 2 і при твердості зубів

HВ<350 kb = 1,25.

Визначається коефіцієнт kv, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.

Для шевронної передачі при коловій швидкості v = 2 м/с і 9-го ступеня точності kv = 1,18.

Розрахункове значення колової сили

Еквівалентне число зубів шестерні

Визначається коефіцієнт = 3,98, що враховує вплив форми зуба шестерні на його міцність.

Визначається коефіцієнт Yβ, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:

Yβ = 1 - β˚ / 140 = 1 – 20 / 140 = 0,86.

Визначається коефіцієнт KFα, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для шевронної передачі при ступіні точності Ст1 = 9 KFα = 1.

Розрахункові напруження згину в зуб’ях шестерні

Недовантаження складає

Таке недовантаження по згинальним напруженням зубів допустиме. Тому попередні розрахунки залишаються без змін.

Розрахункові контактні напруження

де ZM = 195 МПа⅛ - коефіцієнт, що залежить від механічних характеристик матеріалів коліс;

- коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів зубчастих коліс;

- коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній;

KHα -коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення.Для шевронної передачі KHα = 1,1.

Недовантаження по контактним напруженням складає

.

Таке недовантаження по контактним напруженням не допустиме, але воно може стати допустимим при МПа та при твердості 212,5НВ

3. Проектування зубчастого колеса редуктора

Діаметр вала колеса

де [τ]к = 20 МПа – допустиме дотичне напруження для тихохідних валів редукторів при нежорстких вимогах до габаритів привода.

Конструктивні розміри колеса

Зовнішній діаметр маточини.

dмат = 1,5 dвк + 10 мм = 1,5 × 70 + 10 = 115 мм.

Приймається dмат = 115 мм.

Довжина маточини

lмат = (1…1,5) dвк = (1…1,5) × 70 = 70…105 мм.

Приймається lмат = 90 мм.

Товщина обода

δо = 4 m + 12 мм = 4 × 4 +12 = 28 мм.

Внутрішній діаметр обода

Dк = dfк – 2 δо = 449,72 –2 × 28 = 393,72 мм.

Приймається Dк = 394 мм.

Товщина диску

c = 0,35 bк = 0,35 × 160 = 56 мм.

Приймається c = 56 мм.

Діаметр отворів

dо = 0,25(Dк - dмат) = 0,25 (394 - 115) = 69,75 мм.

Приймається dо = 70 мм, кількість отворів - 4.

Діаметр кола розміщення отворів

Dо = 0,5 (Dк + dмат) = 0,5 (394 + 115) = 254,5 мм.

Радіуси заокруглень R = 6 мм.

Проектування шпонкового з’єднання

Для шпонкового з’єднання колеса з валом з діаметром dвк = 70 мм приймається шпонка з розмірами поперечного перерізу: ширина

b = 20 мм, висота h = 12 мм.

Розрахункова довжина шпонки

lш кол = lв кол - b/3 = 90 – 20 / 3 = 83,3 мм,

де lв кол = lмат = 90 мм – довжина ділянки вала під колесом.

Приймається стандартна довжина lш кол = 80 мм.

Перевірка шпонкового з’єднання на міцність

Розрахункове напруження на зминання

де - приведена колова сила;

[s]зм = 130…140 МПа – допустиме напруження зминання.

Умова міцності шпонкового з’єднання виконується.

Список використаної літератури

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991, 432 с.

Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, К.Н. Боков идр. М., 1988.

Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учеб. пособие для техн. вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп.- Харьков: Основа, 1991. – 276 с.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов – 5-е изд., перераб. и доп.– М: Высш. шк., 1998 – 447 с.

Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

Иосилевич Г.Б. Детали машин: Учебник для студентов машиностроит. спец. вузов. – М.: Машиностроение, 1988. – 368 с.

7. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. Учебное пособие для студентов вузов.3-е изд., исправл. – М.: Машиностроение, 2003. – 560 с., ил.

8. Малащенко В.О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування: Навчальний посібник. 3-те видання, стереотипне. – Львів: «Новий Світ-2000», 2006. – 252 с.