Эскизный  проект

Техническая механика

Раздел: «Детали машин» 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Муром  2006

Управление  кадров  учебных  заведений

Муромский  техникум радиоэлектронного приборостроения 
 
 
 
 
 
 
 

Проект  привода

Ленточного  конвейера

Пояснительная записка

Оценка  за  пояснительную записку

Оценка  за  графическую часть

Оценка  за  защиту

Общая оценка 
 
 

Выполнил:                                                  Проверил:                        

студент  гр. преподаватель

                                                                     Денисов  С.Т. 
 

Введение

  Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного  агрегата и служащий для передачи   вращения  двигателя к валу рабочей машины.

  Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

  Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

  Редукторы классифицируются по следующим признакам:

–по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

–по типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические и т.д.);

–по относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

–по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

–по особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.)

  Редуктор предназначен для понижения частоты вращения с n₁=949,об/мин до n₂=127,04об/мин и повышения вращающего момента ведомого вала М₃=229,405Н·м по сравнению с валом ведущим М₂=47,30Н·м. Привод состоит из асинхронного двигателя серии 4А модели 112M2, Р=7,09кВт, S=3,2%, n=1000 об/мин, муфты МУВП Т=298,226 Н·м ГОСТ 21424-75, цилиндрического прямозубого редуктора z₁=36, z₂=177, u_p=5, β=0, клиноременной передачи u_р.п. =6,434, конвейера.

  Редуктор применяется в горнодобывающей промышленности для перемещения угля, в сельском хозяйстве, в производстве – в автоматических  линиях, ГПС, ГПМ для перемещения деталей между станками, для удаления стружки от станка 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Содержание

        1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет……………………….

2. Расчет открытой передачи…………………………………………………

        3 Расчет передач редуктора…………………………………………………..

4. Ориентировочный  расчет валов…………………………………………...

    5. Первый этап эскизной компоновки……………………………………….

    6. Предварительный расчет валов……………………………………………

    7. Подбор подшипников……………………………………………………...

    8. Второй этап эскизной компоновки………………………………………..

    9. Подбор шпонок……………………………………………………………..

    10. Подбор муфты………………………………………………………..........

    11. Выбор посадок…………………………………………………………….

    12. Уточненный расчет валов………………………………………………...

    13. Выбор смазки……………………………………………………………...

    14. Описание устройства……………………………………………………..

         Приложения.

         Литература.

1.Выбор  электродвигателя.

1.1  Определить общий КПД установки η_общ., по формуле:

                                                ,                                          (1.1)

где  - КПД пары цилиндрических зубчатых колес;

         - КПД открытой ременной передаче; 

         - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

. 

1.2 Определить расчетную мощность на выходном звене привода P, кВт, по формуле:

                                                            ,                                                   (1.2)

 где - полезное усилие на ленте, кН;                                  

       - скорость ленты, м/с;

 кВт.

1.3 Определить  частоту вращения вала барабана n, об/мин, по формуле:

                                                                ,                                                   (1.3)

 об/мин.

1.4 Выбрать   электродвигатель по каталогу.

      По техническим таблицам  в  зависимости от расчетной мощности  выбираем ряд асинхронных двигателей  с Р=7,09 кВт

Кинематический  расчет.

1.5 Определить номинальную частоту вращения вала электродвигателя n_н, об/мин, по формуле:

                                                     ,                                                                        

                                                                                                                                  (1.4)

где n_c – синхронная частота вращения двигателя, об/мин;

      S – коэффициент проскальзывания.

  nн1 =3000(1-0,025)=2925об/мин;

 _{n н2 =1500(1-0,030)=1455об/мин;}

  nн3=1000(1-0,032)=968об/мин;

  nн4 =750(1-0,025)=731,25об/мин.

1.6 Определить общее передаточное число привода u, для каждого двигателя по формуле:

                                                              ,                                                       (1.5)

1.7 В соответствии с рекомендациями по расчету механических передач произвести разбивку передаточного числа привода:

                                                      ,                                                        (1.6)

где – передаточное число редуктора

Выбираем  асинхронный двигатель серии 4А  модели 112M2, Р=7,09кВт, S=3,2%, n=1000 об/мин, (n_н=968 об/мин).

1.8 Определить угловые скорости на валах.

1.8.1 Вал А – вал электродвигателя

n=968 об/мин;

       ,  (1.7)

 c^-1.

1.8.2 Вал Б – быстроходный или входной вал редуктора

       , (1.8)

 об/мин

       , (1.9)

 с^-1.

1.8.3 Вал В – тихоходный или выходной вал редуктора

       ,   (1.10)

 об/мин;

       , (1.11) 

с^-1.

Уточнить  фактическое передаточное число провода

         ,                          (1.12)  
 

1.9 Определить вращающие моменты на валах.

1.9.1 Определить  вращающий момент на валу электродвигателя М₁, Н·м, по формуле:

       , (1.13)

 Н·м.

1.9.2 Определить вращающий момент на ведущем валу редуктора М₂, Н·м, по формуле:

       , (1.14)

 Н·м.

1.9.3 Определить вращающий момент на ведомом валу редуктора М₃, Н·м, по формуле:

       , (1.14)

 Н·м.

Полученные данные сводим в таблицу 1.

Таблица 1 – Параметры кинематических и силовых расчетов. 

3. Расчет передач редуктора.

2.1 Выбрать  материал зубчатых колес.

Так как  к редуктору не предъявляется  каких-либо особых требований, выбираем

для шестерни – Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 230;

для зубчатого  колеса – Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 200.                                                                                                                                                                                                              

 2.2 Определить допустимое контактное напряжение [σ_H], МПа, по формуле:

       , (2.1)

где σ_H0 – предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев;

      [S_H] – допускаемый коэффициент безопасности;

     К_HL – коэффициент долговечности зависит от вида т.о.                                               

;

[S_H] = 1,1

К_HL = 1 (длительный срок эксплуатации).

       , (2.2)

для шестерни:

 МПа;

для колеса:

 МПа.

Примем  за допустимое контактное напряжение для прямозубой передачи

Твердость наименьшего  зубчатого колеса.

[    (2.3)

2.3 Определить  допустимое изгибное напряжение [σ_F], МПа, по формуле:

       , (2.4)

где – предел выносливости зубьев;

      [S_F]- допустимый коэффициент безопасности;

;                                                                           

  [S_F]=1,75;                                                                                  

для шестерни:

 МПа.

для колеса:

 МПа.

2.4 Определить межцентровое расстояние а_w , мм, по формуле:

       ; (2.5)

где К_Нβ = 1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;                                                                              

    Ψ_ba = 0,25 – коэффициент ширины венца колеса;                            

       К_а = 49,5 –прямозубая;

 мм.

Принимаем по стандартному ряду ГОСТ 2185-66.                      

а_w = 160мм

2.5 Определить нормальный модуль m_n, мм, по формуле:

       , (2.6)

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60  m=1,5 мм.

2.6 Определить  число зубьев шестерни и колеса по формуле:

       , (2.7)

z1 = z /u+1

z1 =213/6=35,5

Принимаем z₁ = 36.

       , (2.8)

.

Уточняем значение угла наклона зубьев

Угол наклона  зубьев будет равен нулю, т.к. зацепление прямозубое.

            (2.9)

2.7 Определить основные размеры шестерни и колеса.

2.7.1 Определить делительный диаметр шестерни d₁ , мм, по формуле:

       , (2.10)

 мм.

2.7.2 Определить делительный диаметр колеса d₂, мм, по формуле:

       , (2.11)

 мм.

Проверка:

       , (2.12)

 мм.

2.7.3 Определить диаметр вершин зубьев шестерни d_а1 , мм, по формуле:

       , (2.13)

 мм.

2.7.4 Определить диаметр вершин зубьев колеса d_а2 , мм, по формуле:

       , (2.14)

 мм.

2.7.5 Определить диаметр впадин зубьев шестерни d_{f 1}, мм,  по формуле:

       , (2.15)

 мм.

2.7.6 Определить диаметр впадин зубьев колеса d_f2 , мм, по формуле:

       , (2.16)

 мм.

2.7.7 Определить ширину колеса b₂, мм, по формуле:

       , (2.17)

 мм.

2.7.8 Определить  ширину шестерни b₁, мм, по формуле:

       , (2.18)

 мм.

Определить  коэффициент ширины шестерни по диаметру ψ_bd , по формуле:

       , (2.19)

.

2.8 Определить окружную скорость колес υ, м/с, по формуле:

       ; (2.20)

 м/с.

При такой  скорости для прямозубой передачи следует принять 8 степень точности.                                                                                                     

2.9 Проверить контактное напряжение σ_Н , МПа, по формуле:                                 

где K_Hα= 1,0;                                                                               

      K_Hβ= 1,06; 0,21                                                                          

      K_Hυ= 1,1. 1,05                                                                         

       , (2.21) 

σ_Н (0,8…1,1) [σ_Н],

σ_Н (0,8…1,1) 427,27,

σ_{Н =} 341,6…469,7 (МПа),

465,71МПа 469,7 МПа – условие выполнено

2.11 Определить силы действующие в зацеплении.

Окружная:

       , (2.22)

 Н.

Радиальная:

       , (2.23)

 Н.

Осевая:

       , (2.24)

 Н.

2.12 Проверить зубья на выносливость по напряжениям изгиба σ_F, МПа, по формуле:

       <[ ] (2.25)

где К_F – коэффициент нагрузки определяется по формуле:                             (2.26)

К_Fβ=1;                                                                                      

K_υ=1.2;                                                                                    

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

У шестерни:

       , (2.27)

.

У колеса:

       , (2.28)

Y_F1 =3,8 ; Y_F2 = 3,6                                                                                      

[σ_F]₁=236,57 MПа (из предыдущих расчетов);

[σ_F]₂=205,71 МПа (из предыдущих расчетов);

Находим отношение  :

для шестерни МПа,

для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение  меньше.                                                                                (2.29)

Проверяем прочность  зуба колеса:

 МПа

195,75 МПа 205,71 МПа – условие прочности выполнено.

Основные  параметры редуктора сводим в  таблицу 2.

Таблица 2 – Основные параметры редуктора.

2. Расчет открытой передачи.

Исходные  данные для расчета:

– передаваемая мощность Р = 7,09 кВт;

– частота вращения ведущего шкива n_дв = 1000 об/мин;

– передаточное отношение u_р.п.=6,434;

– скольжение ремня ε = 0,015.

3.1  По  монограмме  в зависимости от  частоты вращения меньшего шкива  n₁=1000 об/мин, передаваемой  мощности Р=7,09 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.