Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

Курсова робота:

Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

Зміст

Завдання на проект

Введення

Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок.

1.1 Коефіцієнт корисної дії привода

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Крутний моменти

2. Розрахунок зубчастих коліс

2.1 Вибір матеріалу

2.2 Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.2.5 Діаметри ділильні

2.2.6 Діаметри вершин зубів

2.2.7 Ширина зуба

2.2.8 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

2.2.9 Окружна швидкість коліс

2.2.10 Коефіцієнт навантаження

2.2.11 Перевіряємо контактні напруги по формулі

Сили, що діють у зачепленні

2.2.5 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.31 Нормальний модуль

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

2.3.6 Діаметри ділильні

2.3.7 Діаметри вершин

.3.8 Ширина зуба

2.3.9 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі

2.3.10 Окружна швидкість коліс

2.3.11 Коефіцієнт навантаження

2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі

2.3.13 Сили, що діють у зачепленні

2.3.14 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

3. Попередній розрахунок валів редуктора

3.1 Провідний вал

3.2 Проміжний вал

3.3 Вихідний вал

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

5. Конструктивні розміри корпуса й кришки

6. Перевірка довговічності підшипників

6.1 Провідний вал

6.2 Проміжний вал

6.3 Ведений вал

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

7.1 Провідний вал

7.2 Проміжний вал

7.3 Ведений вал

8. Уточнений розрахунок валів

8.1 Провідний вал8.2 Проміжний вал

8.3 Ведений вал

9. Вибір сорту масла

10. Посадки деталей редуктора

Cписок літератури

Завдання на проект

Спроектувати привод стрічкового транспортера

Варіант № 38.

Вихідні дані:

Термін служби: 7 років

Потужність на вихідному валу Р3= 8 кВт

Кутова швидкість на вихідному валу w3= 3.2? рад/с = 10 рад/с

Рис.1. - Вихідні дані

Введення

Ціль курсового проектування - систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвити розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, пропоновані до створюваної машини: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити й маса, зручність в експлуатації й економічність. У проектованому редукторі використовуються зубчасті передачі.

Нам у нашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, а також підібрати муфти, двигун. Редуктор складається з литого чавунного корпуса, у якому поміщені елементи передачі - 2 шестірні, 2 колеса, підшипники, вали та ін. Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується із двигуном, вихідний також за допомогою муфти із транспортером.

1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

Кінематичний аналіз схеми привода

Привод складається з електродвигуна, двоступінчастого редуктора. При передачі потужності мають місце її втрати на подолання сил шкідливого опору. Такі опори мають місце й у нашім приводі: у зубчастій передачі, в опорах валів, у муфтах і в ременях з роликами. Через цього потужність на приводному валу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.

1.1 Коефіцієнт корисної дії привода

По таблиці 1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс ?з.к. = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, ?п = 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті ?м = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати в ремені з роликами ?р = 0,9

Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками: для шестірні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але на 30 одиниць нижче НВ 200.

Контактні напруги, що допускаються, по формулі (3.9 [1])

, МПа

де: ?Н lim b - межа контактної витривалості, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестірні: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КН - коефіцієнт довговічності

,

де: NHO - базове число циклів напруг;

NНЕ - число циклів зміни напруг;

Тому що, число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають КHL = 1.

[SH] - коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й поліпшеної сталі приймають [SH] = 1,1 1,2.

Для шестірні:

Для колеса:

Тоді розрахункова контактна напруга визначаємо по формулі (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

2.2 Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: Ка - для косозубних коліс Ка = 43;

u1 - передатне відношення першого щабля;

Т2 - крутний момент другого вала, Нмм;

КН? - коефіцієнт, що враховує не рівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.

При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймають значення КН? по таблиці 3.1 [1]. КН?=1,25

[?H] - напруга, що допускається гранично;

?ba - коефіцієнт відносини зубчастого вінця до міжосьової відстані, для косозубної передачі ?ba = 0,25 0,40.

мм

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 160 мм (див. с.36 [1]).

2.2.2 Нормальний модуль

mn = (0,01 0,02)*аw

де: аw - міжосьова відстань, мм;

mn = (0,01 0,02)*аw = (0,01 0,02)*160 = 1,6 3,2 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn = 3.

Попередньо приймемо кут нахилу зубів ?=10°.

2.2.3 Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )

,

де: аw - міжосьова відстань, мм;

? - кут нахилу зуба, °;

u1 - передатне відношення першого щабля;

mn - нормальний модуль, мм;

2.2.4 Число зубів колеса

z2 = z1 * u1 = 17*5=85

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

,

де: z1 - число зубів шестірні;

z2 - число зубів колеса;

mn - нормальний модуль, мм;

аw - міжосьова відстань, мм;

? = 17°

2.2.5 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.2.6 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

2.2.7 Ширина зуба

Для колеса: b2 = ?ba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестірні: b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: Ка = 43;

u3 - передатне відношення на виході;

Т3 - крутний момент на виході;

КН?=1.25

?ba = 0,25 0,40.

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 200 мм (див. с.36 [1]).

2.3.2 Нормальний модуль

mn = (0,01 0,02)*аw = (0,01 0,02)*200 = 2 4 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn = 3 мм

Попередньо приймемо кут нахилу зубів ?=10°.

2.3.3 Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

Z4 = z3 * u2 = 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

? = 12,83°=12o50/

2.3.6 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.3.7 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: da3 =d3+2mn =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: da4 =d4+2mn = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба

Для колеса: b4 = ?ba aw = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестірні: b3 = b4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм

Діаметр вихідного кінця, Н/мм2.

, мм [1]

де: Т-Крутний момент, Нмм;

- допускається навантаження Н/мм2;

мм

Тому що вал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно погодити діаметри ротора dдв і вала dв1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали зі співвідношенням dв1:dдв 0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигуна dдв=32 мм. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт під dдв=32 мм і dв1=25 мм.

Приймемо під підшипник dп1=30 мм.

Шестірню виконаємо за одне ціле з валом.

3.2 Проміжний вал

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр під підшипник допускається Н/мм2.

 мм

Приймемо діаметр під підшипник dП2=30 мм.

Діаметр під зубчастим колесом dзк=35 мм.

Шестірню виконаємо за одне з валом.

3.3 Вихідний вал

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр вихідного кінця Н/мм2.

мм

Вибираємо муфту МУВП за ДСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під dв3=46мм.

Діаметр під підшипник приймемо dП3=50 мм.

Діаметр під колесо dзк=55 мм.

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

Розміри коліс визначаються з наступних формул:

Діаметр западин зубів: df=d1-2.5mn, мм

Діаметр маточини: , мм

довжина маточини: , мм

товщина обода: , мм., але не менш 8 мм.

товщина диска: , мм

діаметр отворів: , мм Do=df-2 мм

фаска: n=0.5mn x 45o

Всі розрахунки зводимо в таблицю 2:

Таблиця 2 - Розрахунки

5. Конструктивні розміри корпуса й кришки

Розрахунок проведемо по формулах (табл. 10.2, 10.3[1]):

Товщина стінки корпуса: мм.

Товщина стінки кришки редуктора: мм.

Товщина верхнього пояса (фланця) корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса (фланця) кришки корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса корпуса: мм., приймемо р=23 мм.

Товщина ребер підстави корпуса: мм., приймемо m=9 мм.

Товщина ребер кришки корпуса: мм., приймемо m=8 мм.

Діаметри болтів:

- фундаментальних: мм., приймаємо болти з різьбленням М20;

- які кріплять кришку до корпуса в підшипників: мм., приймаємо болти з різьбленням М16;

- які кріплять кришку з корпусом: мм., приймаємо болти з різьбленням М12;

Гніздо під підшипник:

- Діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника: Dп1=30 мм, Dп2=60 мм.

- Діаметр гнізда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 - Діаметр фланця кришки підшипника, на 1 і 2 валах D2= 77мм, на 3 валу D2= 105мм. Тоді Dk1=D2+(2-5)= 80 мм, Dk2=D2+(2-5)= 110 мм.

Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії наведені в таблиці 3:

Таблиця 3 - Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії

Розміри штифта:

- Діаметр мм.

- Довжина мм.

З табл. 10.5[1] приймаємо штифт конічний ДЕРЖСТАНДАРТ 3129-70

мм, мм.

Зазор між торцем шестірні з однієї сторони й маточини з інший, і внутрішньою стінкою корпуса А1=1,2 =1,2*10=12 мм.

Зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса, а також відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпуса А= =10 мм.

Для запобігання витікання змащення підшипників усередину корпуса й вимивання пластичного матеріалу, що змазує, рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо кільця, їхню ширину визначає розмір y=8-12 мм. Ми приймаємо y=10 мм.

Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №2

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення X=0.56, Y=2.05

Еквівалентне навантаження по формулі:

, H

де V= 1-обертається внутрішнє кільце підшипника;

коефіцієнт безпеки по таблиці 9.19[1] КБ=1;

температурний коефіцієнт по таблиці 9.20[1] КТ=1,0.

H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

Розрахункова довговічність, год по формулі :

год

Фактичний час роботи редуктора

Термін служби 7 років, при двозмінній роботі:

365днів*16ч.КгодКсут=365*16*0,7*0,3=1226,4 год.

6.2 Проміжний вал

Реакції опор:

у площині XZ:

Перевірка:

3176-6117,8+484+2457,8=0

у площині YZ:

Перевірка:

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Сумарні реакції:

Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №1

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення X=1, Y=0

Еквівалентне навантаження по формулі:

H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

Розрахункова довговічність, год. по формулі:

год.

6.3 Ведений вал

Реакції опор:

у площині XZ:

Перевірка:

-5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

у площині YZ:

Перевірка:

-254,6-2283,8+2538,4=0

Сумарні реакції:

Підбираємо підшипник по більше навантаженій опорі №1

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,195

Відношення X=0.56, Y=2.2

Еквівалентне навантаження по формулі:

H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

Розрахункова довговічність, год по формулі:

год

Перемінна постійних напруг:

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

Перетин В-В

приймаємо

. Момент опору крутінню при d=40.3 мм:

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перетині B-B

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

,

величина дуже маленька тому неї враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

Згинальний момент у перетині B-B

ё

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

,

величина дуже маленька тому неї враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі

Умова міцності виконана.

8.3 Ведений вал

Матеріал вала - сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

Рис. 3 - Перетин А-А

Згинальний момент у перетині B-B

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

,

 величина дуже маленька тому її враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.