Проектирование косозубого одноступенчатого редуктора

Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего  профессионального образца

«Магнитогорский Государственный  Технический Университет  им. Г.И. Носова» 
 
 
 

Кафедра «Прикладная механика и графика» 
 
 
 
 
 

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ 
 

РАСЧЁТНО  ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА 

по дисциплине________________________________________________________ 

на тему______________________________________________________________ 
 
 
 
 
 
 

     Исполнитель:________________студент_____курса, группа____________

     (Ф.И.О.)      шифр гр.

     Руководитель:___________________________________________________

     (Ф.И.О., должность, уч. степень, уч. звание) 
 
 
 
 
 
 
 
 

Работа допущена к защите: «____» ____________2011 г. _______________________

                                    (подпись)

Работа защищена: «____» ____________2011 г. с оценкой_____________   ________

                                                (оценка)   (подпись) 
 
 

Магнитогорск, 2011

Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего  профессионального образца

«Магнитогорский Государственный  Технический Университет им. Г.И. Носова» 
 
 
 

Кафедра «Прикладная механика и графика» 
 
 
 
 
 
 
 

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ (РАБОТУ) 

Тема: Спроектировать привод скребкового конвейера 

Студенту___________________________________________________

(фамилия имя  отчество) 
 

Разработать

1. Общий вид  редуктора

2. Рабочие чертежы  деталей ведомого вала

3. Рабочий чертеж  картера

4. Спецификацию 
 

Срок сдачи: «____» ____________2011 г.

Руководитель: ____________/ ____________/

Задание получил: ____________/ ____________/

Содержание 

Введение.

1. Кинематическая схема машинного агрегата

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

3. Выбор материала зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

5. Расчет открытой плоскоременной передачи

6. Ориентировачный расчет валов

7. Проверка долговечности подшипников

8. Выбор и проверка шпоночных соединений

9. Уточненный расчет валов

10. Смазка редуктора

11. Подбор и проверка муфт

12. Тепловой расчет редуктора

Список  литературы 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

        Введение. 

        Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или  червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата  и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

        Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются ускорителями или мультипликаторами.

        Редуктор состоит  из корпуса (литого чугунного или  сварного стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацепления  и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть размещен шестеренный масляный насос) или устройства охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

        Редуктор проектируют  либо по заданной нагрузке (моменту  на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

        Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или  зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые ит.д.); типу зубчатых колес(цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

        Возможность получения  больших передаточных чисел при  малых габаритах обеспечивают планетарные  и волновые редукторы. 
 
 

1.     Кинематическая схема машинного агрегата

1. Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом скребкового конвейера и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через плоскоременную передачу соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора, ведомый вал цилиндрического редуктора через зубчатую муфту с торообразной оболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепи. Проектируемый привод работает в 2 смены.

2. Срок службы приводного устройства

Срок  службы привода определяется по формуле:

L_h = 365L_гt_cL_c

L_г = 5 лет – срок службы привода;

t_c = 8 часов – продолжительность смены;

L_c = 2 – число смен;

L_h = 365 · 5 · 8 · 2 = 29200 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода:

L_h – 15% = 24820 = 25 · 10³ часов 
 
 
 
 
 

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

1. Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины:

Р_рм = FV = 4 · 0,5 = 2 кВт

Общий коэффициент  полезного действия:

η = η_опη_зпη_пк²η_мη_пс,

где η_м  = 0,98 – КПД муфты,

η_зп = 0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи,

η_зп = 0,97 – КПД открытой цепной передачи,

η_оп = 0,96 – КПД открытой ременной передачи,

η_пк  = 0,99 – КПД пары подшипников качения,

η_пс  = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения,

η = 0,98·0,97·0,99³·0,98 = 0,868 %.

Требуемая мощность двигателя:

Р_дв =  Р_рм/η = 2/0,868 = 2,304 кВт.

Р_ном ≥ Р_дв  Р_ном = 3 кВт 
 

Двигатели с короткозамкнутым ротором, предназначены для общепромышленного применения, климатические исполнения У2, Т2 по ГОСТ 15150, соотношение моментов на валу (приближенно): Мпуск/Мном=1.6…2.5, Ммах/Мном=2…3.1

2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения приводного вала:

n_рм = 6·10⁴v/zp = 6·10⁴·0,5/7·80 = 53,57143 об/мин

Передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типов двигателей при заданной номинальной мощности:

u₁ = n_ном1/n_рм = 3000/53,57143 = 56

u₂ = n_ном2/n_рм = 1500/53,57143 = 28

u₃ = n_ном3/n_рм = 1000/53,57143 = 18,7

u₄ = n_ном4/n_рм = 750/53,57143 = 14

Передаточные  числа ступеней привода:

Принимаем для зубчатой передачи значение передаточного числа редуктора u₁ = 4,5 тогда передаточное число ременной передачи будет равно:

u _оп1 = u₁/u_зп = 56/4,5=12,4

u_оп2 = u₂/u_зп =28/4,5=6,2

u_оп3 = u₃/u_зп =18,7/4,5=4,156

u_оп4 = u₄/u_зп =14/4,5=3,1

Анализируя  полученные значения передаточных чисел  приходим к выводу, что предпочтительнее 3 вариант: u = 18,7 ; n_ном = 955 об/мин. Здесь передаточное число передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости ленты конвейера и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Максимальное  допускаемое отклонение частоты  вращения приводного вала рабочей машины ∆ n_рм , об/мин:

∆ n_рм = n_рм δ/100 = 53,57143·6/100=3,2143 об/мин

где δ, % - допускаемое  отклонение скорости приводного вала рабочей машины

Допускаемое частота вращения приводного вала рабочей  машины с учетом отклонения [n_рм] , об/мин:

[n_рм] = n_рм  ± ∆ n_рм = 53,57143 ± 3,2143

[n_рм] = 56,786 или [n_рм] = 50,36 

Фактическое передаточное число привода u_ф :

u_ф = n_ном /[n_рм]

u_ф = 15,673 или u_ф = 17,673

Выбираем значение u_ф = 17,673 отсюда передаточное число ременной передачи:

u_оп = u_ф/u_зп = 17,673/4,5 = 3,93

     Таким образом выбираем двигатель АМУ132S6 (Р_ном = 3 кВт,

n_ном = 980 об/мин); передаточные числа привода: привода u=18, редуктора u_зп =4,5, ременной передачи u_оп =3,93. 
 
 
 
 
 
 
 
 

3. Определение силовых и кинематических параметров привода

3.     Выбор материала зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Привод  к скребковому конвейеру с  двигателем мощностью Р  = 3 кВт, и частотой вращения n = 980 об/мин состоят из ременной передачи с передаточным числом u_оп =3,93 и цилиндрического редуктора с передаточным числом u_зп =4,5. Выбрать материал косозубой передачи редуктора и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения.

1. Выбираем материал зубчатой передачи

а) по таблице  определяем марку стали: для шестерни - 45, твердость = 230 HВ₁; для колеса – 45, твердость 200 HВ₂ . Разность средних твердостей HВ_1ср - НВ_2ср  = 20…50

б) по таблице  определяем механические характеристики сталей: для шестерни термообработка – улучшение, D_пред ˂ 90 мм; для колеса термообработка – улучшение, D_пред ˃ 120 мм.

2. Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]_H1 и колеса [s]_H2

а) рассчитываем коэффициент долговечности K_НL. Наработка за весь срок службы:

     для колеса N₂ = 573w₂ L_h = 573·5,7·25·10³ = 81,7·10⁶ циклов

     для шестерни N₁ = N₂ u_зп = 81,7·10⁶·4,5 = 367,44·10⁶ циклов

Число циклов перемены напряжений N_H0, соответствующее пределу выносливости находим по таблицы интерполированием:

N_H01 = 16,305·10⁶ циклов; N_H02 = 11,3·10⁶ циклов.

Т.к. N₁ ˃ N_H01 и N₂ ˃ N_H02, то коэффициенты долговечности K_НL1 = 1 и K_НL2 = 1.

б) определяем допускаемое контактное напряжение [s]_H0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_H0:

для шестерни  [s]_H01 = 1,8 НВ_1ср + 67 = 1,8· 230 + 67 = 481 Н/мм²,

для колеса [s]_H02 = 1,8 НВ_2ср + 67 = 1,8·200 + 67 = 427 Н/мм².

в) определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни  [s]_H1 = K_НL1 [s]_H01 = 481 Н/мм²,

для колеса [s]_H2 = K_НL2 [s]_H02 = 427 Н/мм².

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле:

[s]_H = 0,45([s]_H1 + [s]_H2) = 0,45 (481+427) = 408,6 Н/мм².

При этом условие [s]_H = 408,6 Н/мм² ˂ 1,23[s]_H2 = 1,23·427 = 525,21 Н/мм² соблюдается.

3. Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [s]_F1 и колеса [s]_F2

Коэффициент долговечности K_FL. Наработка за весь срок службы:

     для шестерни N₁ = 81,7·10⁶ циклов

     для колеса N₂ = 367,44·10⁶ циклов

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости N_F0 = 4·10⁶ для обоих колес.

Т.к. N₁ ˃ N_F01 и N₂ ˃ N_F02, то коэффициенты долговечности K_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

в) определяем допускаемое напряжение изгиба [s]_F0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни  [s]_F01 = 1,8НВ_1ср  = 1,8·230= 414 Н/мм²,

для колеса [s]_F02 = 1,8НВ_2ср  = 1,8·200= 360 Н/мм².

в) определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни  [s]_F1 = K _FL1 [s]_F01 = 414 Н/мм²,

для колеса [s]_F2 = K _FL2 [s]_F02 = 360 Н/мм².

4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Межосевое расстояние aw, мм:

K _а – вспомогательный коэффициент ( для косозубых передач K _а = 43);

yy_ba = 0,4 – коэффициент ширины колеса;

u – передаточное число редуктора или открытой передачи (см. п. 2.3);

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Н·м (см. п. 2.3);

[s]_H – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм² (см. п. 2.3, в);

K_Hβ = 1,1–при симметричном расположении колес;

Полученное  значение межосевого расстояние a_w для нестандартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров. 
 

Принимаем по ГОСТ 2185–66 a_w = 160 мм.

2. Модуль зацепления m, мм:

m=(0,01¸¸0,02) a_w = (0,01¸¸0,02) 160 = 1,6¸¸3,2 мм 

принимаем по ГОСТ 9563–60 m = 2 мм

3. Число зубьев:

Примем предварительно угол наклона зуба bb=10^о, тогда

Суммарное число зубьев:

z_Ʃ = 2a_wcosbb/m= 2××160××0,984/2 = 158

Число зубьев шестерни:

z₁= z_c/(u+1) = 158/(4,5+1) = 29

Число зубьев колеса:

z₂= z_c-z₁ = 158–29 = 129

Уточняем фактическое передаточное число:

u_ф = z₂/z₁ = 129/29 = 4,4483

Проверяем отклонение ∆u от заданного u:

∆u=| u_ф - u |/ u ×× 100% = 5 %

∆u=| 4,4483 – 4,5 |/ 4,5 ×× 100% = 1,15 %

Уточняем угол наклона зуба:

cosbb = 0,5(z₁+z₂)m/a_w = 0,5(158)2/160 = 0,9875 → β = 9º07`

4. Основные размеры зубчатой пары

Делительные диаметры:

d₁= mz₁/cosbb= 2××29/0,9875 = 59 мм;

d₂ = 2××129/0,9875 = 261мм

Диаметры выступов:

d_a1= d₁+2m = 59+2××2 = 63 мм;

d_a2 = 261+2××2 = 265 мм

Диаметры впадин:

d_f1= d₁–2,5m = 59–2,5××2 = 54 мм;

d_f2 = 261–2,5××2 = 256 мм

Ширина колеса:

b₂= yy_baa_w = 0,4××160 = 64 мм