Курсова робота:

Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

Зміст

Завдання на проект

Введення

Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок.

1.1 Коефіцієнт корисної дії привода

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Крутний моменти

2. Розрахунок зубчастих коліс

2.1 Вибір матеріалу

2.2 Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.2.5 Діаметри ділильні

2.2.6 Діаметри вершин зубів

2.2.7 Ширина зуба

2.2.8 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

2.2.9 Окружна швидкість коліс

2.2.10 Коефіцієнт навантаження

2.2.11 Перевіряємо контактні напруги по формулі

Сили, що діють у зачепленні

2.2.5 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.31 Нормальний модуль

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

2.3.6 Діаметри ділильні

2.3.7 Діаметри вершин

.3.8 Ширина зуба

2.3.9 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі

2.3.10 Окружна швидкість коліс

2.3.11 Коефіцієнт навантаження

2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі

2.3.13 Сили, що діють у зачепленні

2.3.14 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

3. Попередній розрахунок валів редуктора

3.1 Провідний вал

3.2 Проміжний вал

3.3 Вихідний вал

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

5. Конструктивні розміри корпуса й кришки

6. Перевірка довговічності підшипників

6.1 Провідний вал

6.2 Проміжний вал

6.3 Ведений вал

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

7.1 Провідний вал

7.2 Проміжний вал

7.3 Ведений вал

8. Уточнений розрахунок валів

8.1 Провідний вал8.2 Проміжний вал

8.3 Ведений вал

9. Вибір сорту масла

10. Посадки деталей редуктора

Cписок літератури

Завдання на проект

Спроектувати привод стрічкового транспортера

Варіант № 38.

Вихідні дані:

Термін служби: 7 років

Потужність на вихідному валу Р₃= 8 кВт

Кутова швидкість на вихідному валу w₃= 3.2π рад/с = 10 рад/с

Рис.1. – Вихідні дані

Введення

Ціль курсового проектування - систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвити розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, пропоновані до створюваної машини: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити й маса, зручність в експлуатації й економічність. У проектованому редукторі використовуються зубчасті передачі.

Нам у нашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, а також підібрати муфти, двигун. Редуктор складається з литого чавунного корпуса, у якому поміщені елементи передачі - 2 шестірні, 2 колеса, підшипники, вали та ін. Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується із двигуном, вихідний також за допомогою муфти із транспортером.

2. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

Кінематичний аналіз схеми привода

Привод складається з електродвигуна, двоступінчастого редуктора. При передачі потужності мають місце її втрати на подолання сил шкідливого опору. Такі опори мають місце й у нашім приводі: у зубчастій передачі, в опорах валів, у муфтах і в ременях з роликами. Через цього потужність на приводному валу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.

1.1 Коефіцієнт корисної дії привода

По таблиці 1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс η_з.к. = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, η_п = 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті η_м = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати в ремені з роликами η_р = 0,9

0,98*0,99*0,98 = 0,95

0,95*0,98*0,99 = 0,92

0,92*0,99 = 0,91

Загальний КПД привода:

= 0,98² * 0,99⁵ * 0,98²*0,9 = 0,8

1.2 Вибір електродвигуна

Необхідна потужність електродвигуна:

Р_тр=Р₃/ =8/0,8=10 кВт,

Частота обертання барабана:

При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.

Пускова необхідна потужність:

Р_п=Р_тр*1,3м=10*1,3=13 кВт

кВт

За ДСТ 19523-81 по необхідній потужності

Р_тр = 10 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний

короткозамкнений серії 4АН закритий, що обдувається із синхронною частотою

n = 1500 о/хв 4АН132М4 з параметрами Р_дв = 11 кВт і ковзанням

S=2,8 %, відношення Р_п/Р_н=2. Р_пуск=2*11=22 кВт - потужність даного двигуна на пуску. Вона більше чим нам потрібно Р_п= 13 кВт.

Номінальна частота обертання двигуна:

де: n_дв – фактична частота обертання двигуна, хв^-1;

n – частота обертання, хв^-1;

s - ковзання, %;

Передатне відношення редуктора:

U=n_дв/n₃=1458/95,5=15,27

Передатне відношення першого щабля приймемо u₁=5; відповідно до другому щаблю u₂=u/u₁=15,27/5=3,05

1.3 Крутний моменти

Момент на вхідному валу:

,

де: Р_тр – необхідна потужність двигуна, кВт;

– кутова швидкість обертання двигуна, о/хв;

де: n_дв – частота обертання двигуна, хв^-1;

Момент на проміжному валу:

Т₂ = Т₁ * u₁ * η₂

де: u₁ – передатне відношення першого щабля;

η₂ – КПД другі вали;

Т₂ = 65,5*10³ * 5*0,92 =301,3*10³ Нмм

Кутова швидкість проміжного вала:

Момент на вихідному валу:

Т₃ = Т₂ * u₂ * η₃

де: u₂ – передатне відношення другого щабля;

η₃ – КПД треті вали;

Т₃ = 301,3*10³ * 3,05 * 0,91 = 836,3*10³ Нмм

Кутова швидкість вихідного вала:

Всі дані зводимо в таблицю 1:

Таблиця 1 – Вихідні дані

	Швидкохідний вал	Проміжний вал	Тихохідний вал
Частота обертання, о/хв	n1= 1458	n2=291,3	n3=95,5
Кутова швидкість, рад/с	w1= 152,7	w2 =30,5	w3= 10
Крутний момент, 103 Нмм	T1= 65,5	T2= 301,3	T3= 836,3

2. Розрахунок зубчастих коліс

2.1 Вибір матеріалу

Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками: для шестірні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але на 30 одиниць нижче НВ 200.

Контактні напруги, що допускаються, по формулі (3.9 [1])

, МПа

де: σ_{Н lim b} – межа контактної витривалості, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестірні: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КН – коефіцієнт довговічності

,

де: N_HO – базове число циклів напруг;

N_НЕ – число циклів зміни напруг;

Тому що, число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають К_HL = 1.

[S_H] – коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й поліпшеної сталі приймають [S_H] = 1,1 1,2.

Для шестірні:

Для колеса:

Тоді розрахункова контактна напруга визначаємо по формулі (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

1. Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

1. Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: К_а – для косозубних коліс К_а = 43;

u₁ – передатне відношення першого щабля;

Т₂ – крутний момент другого вала, Нмм;

К_Нβ - коефіцієнт, що враховує не рівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.

При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймають значення К_Нβ по таблиці 3.1 [1]. К_Нβ=1,25

[σ_H] – напруга, що допускається гранично;

ψ_ba – коефіцієнт відносини зубчастого вінця до міжосьової відстані, для косозубної передачі ψ_ba = 0,25 0,40.

мм

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 а_w = 160 мм (див. с.36 [1]).

1. Нормальний модуль

m_n = (0,01 0,02)*а_w

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*160 = 1,6 3,2 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 m_n = 3.

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

2.2.3 Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )

,

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

β – кут нахилу зуба, °;

u₁ – передатне відношення першого щабля;

m_n – нормальний модуль, мм;

2.2.4 Число зубів колеса

z₂ = z₁ * u₁ = 17*5=85

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

,

де: z₁ – число зубів шестірні;

z₂ – число зубів колеса;

m_n – нормальний модуль, мм;

а_w – міжосьова відстань, мм;

β = 17°

1. Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

1. Діаметри вершин зубів

Для шестірні: d_a1 =d₁+2m_n =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

1. Ширина зуба

Для колеса: b₂ = ψ_ba * a_w = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестірні: b₁ = b₂ + 5 = 64 + 5 = 69 мм

1. Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

,

де: b₁ – ширина зуба для шестірні, мм;

d₁ – ділильний діаметр шестірні, мм;

1. Окружна швидкість коліс

м/з

Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.

1. Коефіцієнт навантаження

По таблиці 3.5 [1] при ψ_bd = 1,29, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт К_Нβ = 1,17.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт К_Нα=1,07.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості менш 5 м/с К_Нυ = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

1. Перевіряємо контактні напруги по формулі

, МПа

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

Т₂ – крутний момент другого вала, Нмм;

К_Н – коефіцієнт навантаження;

u₁ - передатне відношення першого щабля;