Содержание.
Задание на проект ….............................…………………………………….2
Введение…………..……………………………………….…………..…….3
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет................……........…4
2. Расчет зубчатых колес
2.1 Выбор материала………………………………………………………....7
2.2 Расчет быстроходной ступени…………………………………………...7
2.3 Расчет тихоходной ступени…………………………………………….12
3. Предварительный расчет валов редуктора...……………………………..16
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса……………………………18
5. Конструктивные размеры корпуса и крышки.............……………………18
6. Проверка долговечности подшипников…………………………………..20
7. Проверка прочности шпоночных соединений ............…………………...26
8. Уточненный расчет валов ..................………………………………….…..27
9. Выбор сорта масла...........…………………………………………………..35
10. Посадки деталей редуктора..……………………………………………..35
11. Список литературы................................................………………………..36
Спецификация к редуктору.....................................................................…..…38
Задание: Спроектировать привод ленточного транспортера.
Вариант № 38.
Исходные данные:
Срок службы: 7 лет
Мощность на выходном валу Р3= 8 кВт
Угловая скорость на выходном валу w3= 3.2π рад/с = 10 рад/с
ВВЕДЕНИЕ.
Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.
- Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Кинематический анализ схемы привода.
Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.
1.1 Коэффициент полезного действия привода.
По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндрических колес ηз.к. = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ηп = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте ηм = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в ремне с 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
Общий КПД привода:
= 0,982 * 0,995 * 0,982*0,9 = 0,8
- Выбор электродвигателя.
Требуемая мощность электродвигателя:
Ртр=Р3/=8/0,8=10 кВт,
Частота вращения барабана:
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.
Пусковая требуемая мощность:
Рп=Ртр*1,3м=10*1,3=13 кВт
Эквивалентная мощность по графику загрузки:
кВт
По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности
Ртр = 10 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный
короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой
n = 1500 об/мин 4АН132М4 с параметрами Рдв = 11 кВт и скольжением
S=2,8 %, отношение Рп/Рн=2. Рпуск=2*11=22 кВт - мощность данного двигателя на пуске. Она больше чем нам требуется Рп= 13 кВт.
Номинальная частота вращения двигателя:
где: nдв фактическая частота вращения двигателя, мин-1;
n частота вращения, мин-1;
s скольжение, %;
Передаточное отношение редуктора:
U=nдв/n3=1458/95,5=15,27
Передаточное отношение первой ступени примем u1=5; соответственно второй ступени u2=u/u1=15,27/5=3,05
1.3 Крутящие моменты.
Момент на входном валу:
,
где: Ртр требуемая мощность двигателя, кВт;
угловая скорость вращения двигателя, об/мин;
где: nдв частота вращения двигателя, мин-1;
Момент на промежуточном валу:
Т2 = Т1 * u1 * η2
где: u1 передаточное отношение первой ступени;
η2 КПД второго вала;
Т2 = 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм
Угловая скорость промежуточного вала:
Момент на выходном валу:
Т3 = Т2 * u2 * η3
где: u2 передаточное отношение второй ступени;
η3 КПД третьего вала;
Т3 = 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм
Угловая скорость выходного вала:
Все данные сводим в таблицу 1:
таблица 1
Быстроходный валПромежуточный валТихоходный валЧастота вращения, об/минn1= 1458n2=291,3n3=95,5Угловая скорость, рад/сw1= 152,7w2 =30,5w3= 10Крутящий момент, 103 НммT1= 65,5T2= 301,3T3= 836,3
2. Расчет зубчатых колес.
2.1 Выбор материала.
Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термическая обработка улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])
, МПа
где: σН lim b предел контактной выносливости, МПа;
, МПа
для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа
для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа
КНL коэффициент долговечности
,
где: NHO базовое число циклов напряжений;
NНЕ число циклов перемены напряжений;
Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1.
[SH] коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,11,2.
Для шестерни:
Для колеса:
Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])
= 0.45(481+428)=410 МПа.
- Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.
- Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])
, мм
где: Ка для косозубых колес Ка = 43;
u1 передаточное отношение первой ступени;
Т2 крутящий момент второго вала, Нмм;
КНβ коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.
При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение КНβ по таблице 3.1 [1]. КНβ=1,25
[σH] предельно допускаемое напряжение;
ψba коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψba = 0,25 0,40.
мм
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 160 мм (см. с.36 [1]).
- Нормальный модуль:
mn = (0,010,02)*аw
где: аw межосевое расстояние, мм;
mn = (0,010,02)*аw = (0,010,02)*160 = 1,63,2 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3.
Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.
2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):
,
где: аw межосевое расстояние, мм;
β угол наклона зуба, °;
u1 передаточное отношение первой ступени;
mn нормальный модуль, мм;
2.2.4 Число зубьев колеса:
z2 = z1 * u1 = 17*5=85
- Уточняем значение угла наклона зубьев:
,
где: z1 число зубьев шестерни;
z2 число зубьев колеса;
mn нормальный модуль, мм;
аw межосевое расстояние, мм;
β = 17°
- Диаметры делительные.
Для шестерни:
Для колеса:
Проверка:
- Диаметры вершин зубьев.
Для шестерни: da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм
Для колеса: da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм
- Ширина зуба.
Для колеса: b2 = ψba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм
Для шестерни: b1 = b2 + 5
