Привод ленточного транспортера.одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор с клиноременной передачей

Пояснительная записка к курсовому проекту  «Детали машин» 
 

Содержание: 

   Введение (характеристика, назначение).

1. Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.
2. Расчет ременной передачи.
3. Расчет редуктора.
4. Расчет валов.
5. Расчет элементов корпуса редуктора.
6. Расчет шпоночных соединений.
7. Расчет подшипников.
8. Выбор смазки.
9. Спецификация на редуктор.

Введение. 

 Спроектировать  привод к лебедочному механизму  по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора N = 9 кВт и частота вращения этого вала n = 7 об/мин. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.Выбор  эл. Двигателя и кинематический  расчет.

1. Определяем общий h привода

h_общ= 0,913

h_общ = h_п*h_п²_*h_з = 0,96*0,99²*0,97 =0,913              

h- КПД ременной передачи

h- КПД подшипников

h- КПД зубчатой цилиндрической передачи 

2. Требуемая мощность двигателя

Р_тр=3,286 кВт

N_д = N/h_общ = 9/0,913 = 3,286 кВт

N_д - требуемая мощность двигателя

N – мощность на тихоходном валу 

3. Выбираем  эл. двигатель по П61.

Р_дв = 4 кВт

4А132 8У3  720 min^-1

4А100S2У3  2880 min^-1  

4А100L4У3  1440 min^-1

4А112МВ6У3  955 min^-1

4А132 8У3  720 min^-1 

4. Определяем  общее передаточное число редуктора  u_общ:

u_общ = 104,7

u_общ = n_дв/n_дв = 731,25/7 = 104,5   

n_дв – число оборотов двигателя

n₃ – число оборотов на тихоходном валу редуктора 

5. Принимаем по ГОСТу для зубчатых передач 1 и 2 передаточные числа u_б = 5,6 ,           u_б = 6,3 тогда передаточное число тихоходной передачи равно:

u_т = 3

u_рем = u_общ / u_ь*u_п = 104,5/ 5,6*6,3 =2,9  

6. Определяем  обороты и моменты на валах  привода:

1 вал - вал двигателя:

n₁ = n_двиг =731,25 min^-1          w₁ = n₁*3,14/30 =76,54 рад/c

T₁ = Nд/w₁ = 10470/76,54 = 136,7 Н*м

T₁ – момент вала двигателя

T₂ = T₁*h_м = 136,7*0,96 = 131,3 Н*м

h_м- КПД муфты

T₂ – момент вала первой шестерни редуктора.

T₃ = T₂*u_б*h_ред =131,3*6,3*0,98 = 810 Н*м

u_б – передаточное число первого зубчатого зацепления.

T₃ – момент вала первого колеса и второй шестерни редуктора.

T₄ = T₃*u_п*(h_ред)² =810*5,5*0,98*0,98 = 4281 Н*м

u_п – передаточное число второго зубчатого зацепления.

T₄ – момент вала третьей шестерни и второго колеса редуктора.

T₅ = T₄*u_т*(h_ред)³ =4281*3*0,98*0,98*0,98 = 12090 Н*м

u_т – передаточное число третьего зубчатого зацепления.

T₅ – момент вала третьего колеса редуктора.

T₆ = T₅*h_пр =12090*0,86 = 10390 Н*м

h_пр – КПД привода.

T₆ – момент вала к рабочему органу. 

Определим угловые  скорости валов.

w₁=n_д*3,14/30=731,25*3,14/30=76,5 с^-1

w₂=w₁=76,5 с^-1

w₃=w₂/u_б=76,5/6,3=12,1 с^-1

w₄=w₃/u_п=2,2 с^-1

w₅=w₄/u_т=0,73 с^-1

w₆=w₅=0,73 с^-1 

3. Расчет  редуктора.

3.1 Используя  П21 и П28 Назначаем для изготовления  зубчатых колес сталь 45 с термической  обработкой:

      Колесо (нормализация)   Шестерня (улутшение)

      НВ 180…220     НВ 240..280

      G = 420 Мпа    G = 600 Мпа

      N_Ho = 10⁷     N_Ho = 1,5*10⁷

      G =110 Мпа    G =130 Мпа

Для реверсивной  подачи

      N_Fo = 4*10⁶     N_Fo = 4*10⁶ 

3.2 Назначая ресурс  передачи t_ч ³ 10⁴ часов находим число циклов перемены напряжений N_HE = N_FE = 60t_ч*n₃ ³ 60*10⁴*68,78 = 4,12*10⁷ т.к. N_HE > N_HO и N_FE > N_FO, то значения коэф. долговечности принимаем: K_HL = 1 и K_FL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G = G *K_HL = 420 МПа  G = G *K_FL = 110 МПа

для шестерни:

G = G *K_HL = 600 МПа  G = G *K_FL = 130 МПа 
 

3.3 Определения параметров передачи:

K_a = 4300   коэф. для стальных косозубых колес

Y_ba = 0,2…0,8  коэф. ширины колеса Y_ba = 0,4

Y_bd = 0,5Y_ba*(u_з+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2  

по П25 K_Hb » 1,05 и так найдем межосевое расстояние a_w:

a_w = 180 мм

a_w ³ K_a*(u_з+1) = 25800*64,92^-7 = 0,1679 м

по ГОСТу  a_w = 180 мм  

m_n = 2,5 мм

3.4 Определяем  нормальный модуль m_n:

m_n = (0,01…0,02)a_w = 1,8...3,6 мм по ГОСТу  

b = 15⁰

3.5 Обозначаем  угол наклона линии зуба b:

b = 8…20⁰ принимаем b = 15⁰

Находим кол-во зубьев шестерни Z₁:

Z₁ = 23

Z₁ = 2a_w*cosb/[m_n(u_з+1)] = 2*180*cos15⁰/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z₁ = 23

Z₂  = 115

Тогда Z₂ = u_з*Z₁ = 5*23 = 115  

Находим точное значение угла b:

b = 16⁰ 35^/

cosb = m_n*Z₁(u_з+1)/2a_w = 2,5*23*6/360 = 0,9583   

m_t = 2,61 мм

3.6 Определяем  размер окружного модуля m_t:

m_t = m_n/cosb =2,5/cos16⁰ 35^/ = 2,61 мм  

3.7 Определяем  делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев d_a, и диаметры впадин d_f шестерни и колеса:

      шестерня     колесо

d₁ = m_t*Z₁ = 2,61*23 = 60 мм  d₂ = m_t*Z₂ = 2,61*115 = 300 мм

d_a1 = d₁+2m_n = 60+2*2,5 = 65 мм  d_a2 = d₂+2m_n = 300+5 = 305 мм

d_f1 = d₁-2,5m_n = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм d_f2 = d₂-2,5m_n = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d₁ =  60 мм  d₂ = 300 мм

d_a1 = 65 мм  d_a2 = 305 мм

d_f1 =  53,75 мм d_f2 =  293,75 мм

3.8 Уточняем межосевое  расстояние:

a_w = (d₁+d₂)/2 = (60+300)/2 = 180 мм 

3.9 Определяем  ширину венца зубчатых колес  b:

b = y_a*a_w = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b₂ = 72 мм для колеса, b₁ = 75 мм 

V_п = 1,08 м/с

3.10 Определение  окружной скорости передачи V_п:

V_п = p*n₂*d₁/60 = 3,14*343,84*60*10^-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности 

F_t = 3,04*10³ Н

3.11 Вычисляем  окружную силу F_t:

F_t = P_тр/V_п = 3286/1,08 = 3,04*10³ Н

F_a = 906,5 H

Осевая сила F_a:

F_a = F_t*tgb = 3,04*10³*tg16⁰ 36^/ = 906,5 H

F_r = 1154,59 H

Радиальная (распорная) сила F_r:

F_r = F_t*tga/cosb = 3040*tg20⁰/cos16⁰ 36^/ = 1154,59 H  

3.12 Проверочный  расчет на контактную и изгибную  выносливость зубьев:

Z_H » 1,7

Z_H » 1,7   при b = 16⁰ 36^/  по таб. 3

e_a = 1,64

Z_M = 274*10³ Па^1/2    по таб. П22

e_a »[1,88-3,2(1/Z₁+1/Z₂)]cosb = 1,64

Z_e = 0,7

Z_M = 274*10³ Па^1/2

Z_e = = = 0,78

e_b = b₂*sinb/(pm_n) = 72*sin16⁰ 36^//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25 K_Hb = 1,05

по таб. П24 K_Ha = 1,05

K_H = 1,11

по таб. П26 K_HV = 1,01

коэф. нагрузки K_H = K_Hb*K_Ha *K_HV = 1,11

G_H = 371,84 МПа

3.13 Проверяем  контактную выносливость зубьев:

G_H=Z_H*Z_M*Z_e =1,7*274*10³*0,78*968,16=351,18 МПа << G_HP=420МПа  

3.14 Определяем  коэф.

по таб. П25    K_Fa = 0,91

по таб. 10    K_Fb = 1,1

K_FV = 3K_HV-2 = 3*1,01-2 = 1,03  K_FV = 1,03

K_F = 1,031

Коэф. нагрузки:

K_F = K_Fa * K_Fb * K_FV  = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные  числа зубьев шестерни и колеса:

Z = 26,1

Z = 131

Z = Z₁/cos³b = 23/0,958³ = 26,1

Z = Z₂/cos³b = 115/0,958³ = 131

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y »3,94  при Z = 26

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y » 3,77 при Z = 131

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и  колеса при изгибе:

G /Y = 130/3,94 = 33 МПа

G /Y = 110/3,77 = 29,2 МПа

Y_b = 0,884

Найдем значение коэф. Y_b:

Y_b = 1-b⁰/140⁰ = 0,884  

3.15 Проверяем  выносливость зубьев на изгиб:

G_F = Y_F*Y_b*K_F*F_t/(b₂m_n) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G  
 

4. Расчет  валов.

      Принимаем [t_k]^/ = 25 МПа для стали 45 и [t_k]^// = 20 МПа для стали 35

d_В1= 28 мм

4.1 Быстроходный  вал

d = 32 мм

d ³ = 2,62*10^-2 м принимаем по ГОСТу d_В1= 28 мм

d = 35 мм

принимаем диаметр  вала под манжетное уплотнение d = 32 мм

d = 44 мм

принимаем диаметр  вала под подшипник d = 35 мм

принимаем диаметр  вала для буртика d = 44 мм  

4.2 Тихоходный  вал:

d_В2= 50 мм

d = 54 мм

d ³ = 4,88*10^-2 м принимаем по ГОСТу d_В2= 50 мм

d = 55 мм

принимаем диаметр  вала под манжетное уплотнение d = 54 мм

принимаем диаметр  вала под подшипник d = 55 мм

d = 60 мм

принимаем диаметр  вала для колеса d = 60 мм  

d = 95 мм

4.3 Конструктивные  размеры зубчатого колеса:

диаметр ступицы  d » (1,5…1,7) d = 90…102 мм 

l_ст = 75 мм

длина ступицы  l_cт » (0,7…1,8) d = 42…108 мм 

d₀ = 7мм

толщина обода d₀ » (2,5…4)m_n = 6,25…10 мм

е = 18 мм

Колесо изготовляем  из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e » (0,2…0,3)b₂ = 14,4…21,6 мм  

G_-1 = 352 МПа

4.4 Проверка прочности  валов:

Быстроходный  вал: G_-1 » 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа  

4.5 Допускаемое  напряжение изгиба [G_И]_-1 при [n] = 2,2  K_s = 2,2 и k_ри = 1:

[G_И]_-1 = 72,7 МПа

[G_И]_-1 = [G_-1/([n] K_s)] k_ри = 72,7 МПа

Y_B = 849,2 H

4.6.1 Определяем  реакции опор в плоскости zOy :

Y_A = 305,4 H

Y_B = F_r/2+F_ad₁/4a₁ = 849,2 H

Y_A = F_r/2-F_ad₁/4a₁ = 305,4 H  

X_A = X_B = 1520 H

4.6.2 Определяем  реакции опор в плоскости xOz :

X_A = X_B = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 H  

4.6.3 Определяем  размер изгибающих моментов в  плоскости yOz:

M = 15,27 Н*м

M_A = M_B = 0

M = 42,46 Н*м

M = Y_A*a₁ = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M = Y_В*a₁ = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м

(M_FrFa)_max= 42,46 H*м

в плоскости  xOz:

M = 76 Н*м

M_A = M_B = 0

M = X_A*a₁ = 1520*0,05 = 76 Н*м

M_Ft = 76 H*м

4.6.4 Крутящий  момент T = T₂ = 87,779 Н*м 

М_и =87,06 Н*м

4.7 Вычисляем  суммарный изгибающий момент М_и :

G_и = 5,71 МПа

М_и = = 87,06 Н*м

Значит : G_и = 32M_и/pd = 5,71 МПа

G_э111 = 8,11 МПа

t_к = 16T₂/(pd ) = 16*87,779/(3,14*0,05375³) = 2,88 МПа 

4.8 G_э111= = 8,11 МПа  

4.9 Тихоходный вал:

G_-1 = 219,3 МПа

Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм G_B = 510 МПа

 G_-1 » 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа  

4.10 Допускаемое  напряжение изгиба [G_И]_-1 при [n] = 2,2  K_s = 2,2 и k_ри = 1:

[G_И]_-1 = 45,3 МПа

[G_И]_-1 = [G_-1/([n] K_s)] k_ри = 45,3 МПа

Y_B = 2022,74 H

4.10.1 Определяем  реакции опор в плоскости yOz :

Y_A = -869,2 H

Y_B = F_r/2+F_ad₂/4a₂ = 2022,74 H

Y_A = F_r/2-F_ad₂/4a₂ = -869,2 H  

X_A = X_B = 1520 H

4.10.2 Определяем  реакции опор в плоскости xOz :

X_A = X_B = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 H  

4.10.3 Определяем  размер изгибающих моментов в  плоскости yOz:

M = -40,85 Н*м

M_A = M_B = 0

M = 95,07 Н*м

M = Y_A*a₂ = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

M = Y_В*a₂ = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м