Проект одноступінчастого циліндричного прямозубого редуктора для приводу стрічкового конвейєру

 

Міністерство освіти  науки молоді та спорту України

Закарпатський лісотехнічний коледж

Державного  вищого навчального закладу

«Національний лісотехнічний університет України»

 

 

Курсовий проект

(Розрахунково-пояснювальна  записка)

На тему: «Проект одноступінчастого циліндричного прямозубого      редуктора для приводу стрічкового конвейєру»

 

 

 

 

Студента  денного відділення

 групи  ОЛК-32

Волошина  Юрія Юрійовича

 

 

 

Керівник  проекту:Біланинець В. Ю.

м.Хуст 2012 р

Зміст

Вступ________________________________________________________

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок________________

2. Розрахунок зубчастої передачі  редуктора________________________

3. Попередній розрахунок валів  редуктора_________________________

4. Конструктивні розміри шестірні і колеса_________________________

5. Конструктивні розміри корпуса  редуктора______________________

6. Розрахунок відкритої передачі_____________________________

7. Перший етап компоновки редуктора___________________________

8. Перевірка довговічності підшипників___________________________

9. Другий етап компоновки редуктора____________________________

10. Вибір муфти________________________________________________

11. Перевірка міцності шпонок__________________________________

12. Уточнений розрахунок валів__________________________________

13. Посадки деталей приводу_____________________________________

14. Вибір сорту мастила і способу мащення________________________

15.  Збирання редуктора_________________________________________

Список літератури______________________________________________

 

Вступ

В приводах машин і механізмів знайшли широке використання різні за конструкцією  редуктори. Редуктор - це закрита зубчаста або черв'ячна передача, призначена для зниження кутової швидкості веденого валу в порівнянні з ведучим, збільшуючи при цьому величину обертового моменту.

Редуктори класифікують за наступними ознаками: за типом зубчастих передач і розрізняють редуктори циліндричні прямозубі ( косозубі, шевронні, конічні ), черв'ячні та комбіновані; за кількістю ступеней - редуктори поділяються на одноступінчасті і багатоступінчасті.

Редуктори уніфікують і виготовляють великими партіями на спеціалізованих підприємствах. Вали редукторів можуть розміщатись горизонтально та вертикально.

Згідно завдання на курсове проектування в курсовому проекті запроектовано  одноступінчастий циліндричний прямозубий редуктор для приводу стрічкового конвейєру.

Розміри окремих елементів редуктора  отримано розрахунком, виходячи з умов міцності, а також вибрано конструктивно. При розрахунку стандартизовано  між осьову відстань та модуль зубчастого зачеплення. Ряд деталей вибрано стандартних ( підшипники, шпонки, кріпильні різьбові деталі).

 

 

 

 

 

 

 

 

Вихідні дані

1. Тягове зусилля на стрічці барабана,  F =3,24 кН

2. Швидкість стрічки,  V =0,56 м/с

3. Діаметр барабана конвейеру, D = 280мм

 

 

 

                                          

 

 

  

 

          

 

 

                   F,V

 

 

Рис. 1. Кінематична схема приводу стрічкового конвеєру.

 

 

1. Вибір електродвигуна  і кінематичний розрахунок

 

Визначаємо загальний  ккд приводу за формулою

η = η₁ * η₂ * η₃ⁿ                                             (1)

де, η₁ – ККД першої ступені приводу, η₁=0,98,

      η₂ – другої ступені приводу, η₂=0,96,

      η₃ – ККД одної пари підшипників кочення, η₃=0,99.

     n – кількість пар підшипників кочення згідно кінематичної схеми                 

           рівне 3.

Значення  ККД передачі приводу та підшипників за таблиці 1.1[1]

η = 0,98 * 0,96* 0,99³ = 0,912

Визначаємо потужність на барабані конвейєра за формулою

Р_б = F*V, кВт                                              (2)

де Р, V беруться з вихідних даних

Р_б = 3,24*0,56 = 1,8 кВт

Необхідна потужність електродвигуна визначається за формулою.

Р_дв = Р_б/η, кВт                                             (3)

де, Р_б і η знайдені вище.

Р_дв = 1,8/0,912 =1,97 кВт

Визначаємо  кутову швидкість барабану конвейєра:

ω_б = 2*V/D, рад/с                                         (4)

де, V і D береться з вихідних даних.

ω_б = 2*0,56/0,28 =4 рад/с

Визначаємо  частоту обертання барабану конвейєера за формулою:

 

n_б = 30*ω_б/π, об/кв                                          (5)

де, W_б знайдено вище

n_б = 30*4/3,14= 38,2 об/хв.

По  необхідній потужності електродвигуна Р_дв=1,97кВт вибираємо електродвигун асинхронний трьохфазний марки 4А100L6,що має Р_дв=2,2 кВт, n=950 об/хв, d_дв= 28 мм.

  Загальне передаточне число приводу визначаємо за формулою:

і = n_дв/ n_б,                                                                                  (6)

де, n_дв – число обертів вибраного двигуна,

      n_б – число обертів барабану.

і = 950/38,2 = 24,85

Намічаємо, орієнтуючись на табл.1.2[1] передаточні  числа окремих ступеней приводу:

а) редуктора і_р = 5;

б) клинопасової передачі і_к= і/і_р = 24,85/5 = 4,97

Визначаємо  частоту обертання та кутові швидкості валів приводу:

                                       n₁ = і = n_дв= 950 об/хв, 

                        n₂ = n₁/і_р = 950/4,97 = 191,0 об/хв,                                (7)

                                      n₃ =n₂/і_к= 191,0/5 = 38,2 об/хв,                              (8)

                                  ω₁ = π* n_дв/30 =3,14*950/30 = 99,43 рад/с,                        (9)

ω₂ = ω₁/ і_р = 99,43 /4,97= 20 рад/с,                               (10)

ω₃ = ω₂/ і_к= 20/5 =4 рад/с                                (11)

 

2. Розрахунок зубчастих коліс  редуктора

 

Для виготовлення зубчастих коліс редуктора приймаємо з табл. 3.3[1] матеріали з середніми механічними характеристиками:

а) шестірня – сталь 45, т.о. покращення, НВ 230;

б) колесо – сталь 45, т.о. покращення, НВ 200.

Допустимі контактні напруги визначаємо за формулою:

 [σ]_Н = σ_Hlimb*K_HL/[П]_Н , мПа                                (12)

де, σ_Hlimb – границя контактної витривалості при базовому числі циклів За табл. 3.2[1] визначаємо за формулою

σ_Hlimb = 2 НВ + 70

де, K_HL – коефіцієнт довговічності при числі більше базового                  

      приймається рівне 1;

     [П]_Н – коефіцієнт запасу міцності при однорідній структурі матеріалу і покращеній сталі рівний 1,15.

Приймаємо допустимі контактні напруження для колеса:

Ϭ_Hlimb = (2*200+70)*1/1,15 = 408 мПа

Визначаємо  обертові моменти на валах:

 

а) вал  двигуна                      

  М₁ = Р_дв/ ω₁, Н*мм                                     (13)

 

де, Р_дв  – необхідна потужність електродвигуна, кВт

 

М₁ = 1,97*10³/99,43 = 19,8 Н*мм

б) ведений вал редуктора (вал шестірні)

                                   

М₂ = М₁*і_кл , Н*мм                                         (14)

 

                                      М₂ = 19,8*4,97 = 98,4 Н*мм

 
в) ведений вал редуктора (вал колеса)

 
                                   М₃ = М₂ * і_р , Н*мм                                                           (15)

де  і_р – передаточне число редуктора  

                             М₃ = 98,4* 5 = 492   Н*м

           

За  табл.. 3.1. [1] приймаємо коефіцієнт навантаження К_Нβ=1,25, як у випадку несиметричного розміщення коліс, так як додаткову деформацію спричиняє клинопасова передача.

Приймаємо коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані

ψ_ва= В/α_w = 0,2

Для прямозубих передач рекомендується значення коефіцієнту в межах 0,125…0,25

Міжосьову відстань визначаємо з умови витривалості активних поверхонь зубів за формулою

α_w = (і_р+1)* , мм                                (16)

де, і_р – передаточне число редуктора,

      М₃ – обертовий момент на веденому валі редуктора, Н*мм,

      К_Нβ і ψ_ва – коефіцієнти знайдені вище

α_w = (5+1)*

= 245,34 мм

Приймаємо стандартне значення.

α_w = 250 мм

Визначаємо  модуль (нормальний) зчеплення за формулою:

m = (0,01…0,02)* α_w; мм                                  (17)

m_n = (0,01…0,02)*250 = 2,5…5

Приймаємо стандартний модуль зубчастого зачеплення  m = 3.

Сумарне число зубів

Z_∑ = 2*α_w* m                                                                          (18)

 

Z_∑ = 2*250/4 = 125

Визначаємо число зубів шестірні і колеса за формулами

Z₁ = Z_∑/(і_р+1)                                              (19)

 Z₁ = 100/(4+1) = 20

 Z₂ = Z_∑ - Z₁ = 125 – 20 = 105                                                       

Визначаємо основні розміри  шестірні і колеса:

а) діаметри ділильних кіл:

d₁ = m* Z₁ , мм                                                  (20)

                                             d₁ = 4*20 = 80 мм         

d₂ = m* Z₂ , мм                                                  (21)

                                     d₂ = 4*105= 420 мм

Перевірка : α_w = (d₁+d₂)/2 = (80+420) = 250

б) діаметри кіл вершин зубів

d_а1 = d₁+2* m , мм                                                                  (22)

                                    d_а1 = 80+2*4 = 88 мм

d_а2 = d₂+2*m , мм                                                                   (23)

d_а2 = 420 +2*4 = 428 мм

в) ширина колеса і шестірні:

В₂ = ψ_ва * α_w , мм                                         (24)

В₂ =0,2*250 = 50 мм

В₁ = В₂+5 , мм                                              (25)

В₁ = 50+5 = 55 мм

Коефіцієнти ширини шестірні по діаметру визначаємо за формулою:

Ψ_Вd = В₁/ d₁                                                                        (26)

Ψ_Вd = 55/80 = 0,68

Колова  швидкість коліс визначається за формулою:

ν = (ω₂* d₁)/2, м/с                                           (27)

ν = (20*80)/2*10³ = 0,8 м/с

При такій швидкості приймаємо 8 ступінь  точності передачі.

Визначаємо коефіцієнт навантаження за формулою

К_Н = К_Н ᵦ*К_Нₐ*К_НѰ                                         (28)

      За табл. 3.5[1] при Ψ_Вd = 0,68 і твердості < НВ 350 приймаємо

К_Нβ = 1,065

За табл. 3.4[1] при швидкості ν = 0,56 м/с і 8 ступінчастої точності для

 швидкої передачі К_Нα = 1. За табл. 3.6[1] для швидкої передачі при ν

до 5 м/с, К_Нυ  = 1,05

К_Н = 1,065*1,05*1,0 = 1,11

Перевірку контактних напруг виконуємо за формулою

σ_H = [σ]_H                               (29)

в даній формулі всі величини знайдено вище

σ_H =

= 117мПа < [σ]_H =408 мПа

Умова міцності зберігається.

Вивчаємо сили, діючі в зачепленні:

а) колова сила:

F = 2*М₂/ d₁ , Н                                                (30)

F = 2*98,4/80 = 2,46*10³ Н

б) радіальна сила:

F_r = (F*tgα) , H                                       (31)

F_r = (2460*tg20^o) = 2460*0,364 = 896,0 Н

Перевірку зубів на витривалість за напруженнями згину виконуємо за формулою

σ_F = (K_F*F*Y_F*Y_β)/(в₂*m)≤[ σ]_F                          (32)

де K_F – коефіцієнт навантаження

K_F = К_Fᵦ* К_Fυ

За табл. 3.7[1] при Y_βd = 0,68 і твердість < Hβ 350 К_Fᵦ = 1,14

     за табл. 3.8[1]    К_Fυ = 1,25;

K_F = 1,14*1,25 = 1,4

Y – коефіцієнт міцності зубів по місцевим напругам

При Z₁ = 20 Y_F1 = 4,09, Z₂ = 105  Y_F2 = 3,61 (c. 35 [1] )