Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

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.

1.
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 ηз.к.
= 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, ηп
= 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті ηм
= 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати в ремені з роликами ηр
= 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:

Ртр
=Р3
/ =8/0,8=10 кВт,

Частота обертання барабана:

При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.

Пускова необхідна потужність:

Рп
=Ртр
*1,3м=10*1,3=13 кВт

кВт

За ДСТ 19523-81 по необхідній потужності

Ртр
= 10 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний

короткозамкнений серії 4АН закритий, що обдувається із синхронною частотою

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

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

Номінальна частота обертання двигуна:

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

n – частота обертання, хв-1
;

s - ковзання, %;

Передатне відношення редуктора:

U=nдв
/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: Ртр
– необхідна потужність двигуна, кВт;

– кутова швидкість обертання двигуна, о/хв;

де: nдв
– 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

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: σН 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: NHO
– базове число циклів напруг;

NНЕ
– число циклів зміни напруг;

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

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

Для шестірні:

Для колеса:

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

= 0.45(481+428)=410 МПа.

2.2
Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.2.1
Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: Ка
– для косозубних коліс Ка
= 43;

u1
– передатне відношення першого щабля;

Т2
– крутний момент другого вала, Нмм;

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

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

[σH
] – напруга, що допускається гранично;

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

мм

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

2.2.2
Нормальний модуль

mn
= (0,01 0,02)*аw

де: аw
– міжосьова відстань, мм;

mn
= (0,01 0,02)*аw
= (0,01 0,02)*160 = 1,6 3,2 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn
= 3.

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

2.2.3 Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )

,

де: аw
– міжосьова відстань, мм;

β – кут нахилу зуба, °;

u1
– передатне відношення першого щабля;

mn
– 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;

mn
– нормальний модуль, мм;

аw
– міжосьова відстань, мм;

β = 17°

2.2.5
Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.2.6
Діаметри вершин зубів

Для шестірні: da1
=d1
+2mn
=53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: da2
=d2
+2mn
= 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

2.2.7
Ширина зуба

Для колеса: b2
= ψba
* aw
= 0,4 * 160 = 64 мм

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

,

де: b1
– ширина зуба для шестірні, мм;

d1
– ділильний діаметр шестірні, мм;

2.2.9
Окружна швидкість коліс

м/з

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

2.2.10
Коефіцієнт навантаження

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

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

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

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

2.2.11
Перевіряємо контактні напруги по формулі

, МПа

де: аw
– міжосьова відстань, мм;

Т2
– крутний момент другого вала, Нмм;

КН
– коефіцієнт навантаження;

u1
- передатне відношення першого щабля;

b2
– ширина колеса, мм;

Умова міцності виконана.

2.2.12
Сили, що діють у зачепленні

У зачепленні діють три сили:

- Окружна

, Н

де: Т1
– крутний момент провідного вала, Нмм;

d1 -
ділильний діаметр шестірні, мм;

- Радіальна

, Н

де: α – кут зачеплення, °;

β – кут нахилу зуба, °;

Осьова

Fa
= Ft
* tg β, Н

Fa
= Ft
* tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н

2.2.13
Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

де: Ft
– окружна сила, Н;

Коефіцієнт навантаження КF
= KFβ
* KFν

По таблиці 3.7 [1] при ψbd
= 1,34, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному рас-положенні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КFβ
= 1.36.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 4,1 м/с коефіцієнт КFυ
= 1,1.

Таким чином, КF
= 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF
залежить від еквівалентного числа зубів zυ

- У шестірні

- У колеса

Коефіцієнт YF1
= 3,85 і YF2
= 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Yβ
і КFα

,

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття εα
= 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напруги при перевірці на вигин, визначають по формулі 3.24 [1]:

, МПа

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклу вигину = 1,8 НВ.

Для шестірні = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [SF
]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF
]” = 1 для кувань і штампувань.

Напруги, що допускаються:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відносини:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса:

Умова міцності виконана.

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: Ка
= 43;

u3
– передатне відношення на виході;

Т3
– крутний момент на виході;

КНβ
=1.25

ψba
= 0,25 0,40.

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw
= 200 мм (див. с.36 [1]).

2.3.2
Нормальний модуль

mn
= (0,01 0,02)*аw
= (0,01 0,02)*200 = 2 4 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn
= 3 мм

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

2.3.3
Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

Z4
= z3
* u2
= 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

β = 12,83°=12o
50/

2.3.6 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.3.7 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: da3
=d3
+2mn
=98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: da4
=d4
+2mn
= 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба

Для колеса: b4
= ψba
aw
= 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестірні: b3
= b4
+ 5 = 80 + 5 = 85 мм

2.3.10 Окружна швидкість коліс

, м/с

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

2.3.11 Коефіцієнт навантаження

По таблиці 3.5 [1] при ψbd
= 0,93, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт КНβ
= 1,1.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт КНα
=1,06.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості більше 1,5 м/с коефіцієнт КНυ
= 1.

= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15

2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі

Умова міцності виконана

2.3.13 Сили, що діють у зачепленні

У зачепленні діють три сили:

- Окружна

- Радіальна

- Осьова

Fa
= Ft
* tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н

Коефіцієнт навантаження КF
= KFβ
* KFν
( см. стр. 42 [1])

По таблиці 3.7 [1] при ψbd
= 0,863, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КFβ
= 1.2.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 1,5м/с коефіцієнт КFυ
= 1,1.

Таким чином, КF
= 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF
залежить від еквівалентного числа зубів zυ

У шестірні

У колеса

Коефіцієнт YF1
= 3,62 і YF2
= 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Yβ
і КFα

,

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття εα
= 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напругу при перевірці на вигин визначають по формулі 3.24 [1]:

,

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклі вигину = 1,8 НВ.

Для шестірні = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [SF
]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF
]” = 1 для кувань і штампувань.

Напруги, що допускаються:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відносини:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса

Умова міцності виконана

3.
Попередній розрахунок валів редуктора

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.