«Привод ленточного конвейера с косозубым цилиндрическим редуктором». Курсовая редуктор 5 вариант. Приднестровский Государственный Университет им. Т. Г. Шевченко Инженернотехнический институт

• Название: Приднестровский Государственный Университет им. Т. Г. Шевченко Инженернотехнический институт
• Анкор: «Привод ленточного конвейера с косозубым цилиндрическим редуктором»
• Дата: 15.03.2023
• Размер: 4.49 Mb.
• Имя файла: Курсовая редуктор 5 вариант.docx
• Тип: Документы; #992105
• страница: 1 из 7

Приднестровский Государственный Университет им.Т.Г.Шевченко

Инженерно-технический институт

Кафедра МТиО

РАБОЧАЯ ТЕТРАДЬ СТУДЕНТА для выполнения курсового проекта
по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» _________________________________________________________________
на тему «Привод ленточного конвейера с косозубым цилиндрическим редуктором»
Группа	___________
Студент	_____________	И.О. Фамилия
Руководитель работы, должность, звание	_____________	И.О. Фамилия

ОГЛАВЛЕНИЕ

Расчет привода ленточного конвейера с косозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей………………………………………..

Введение…………………………………………………………………………...

Кинематический и силовой расчет привода.

Выбор электродвигателя………………………………………………………

Эскизная компоновка редуктора………………………………………………..

Вычерчивание контура зубчатых колес и стенок редуктора……………...

Проектирование быстроходного вала…………………………………...

Определение диаметральных размеров быстроходного вала………….

Определение линейных размеров быстроходного вала………………

Проектирование тихоходного вала……………………………………...

Определение диаметральных размеров тихоходного вала…………….

Определение линейных размеров тихоходного вала…………………...

Вычерчивание быстроходного и тихоходного валов редуктора

на эскизной компоновке……………………………………………………..

Выбор материалов для изготовления валов……………………………..

Определение размеров зубчатого колеса………………………………..

Проверочный расчет тихоходного вала на прочность

и выносливость……………………………………………………………….

Определение усилий в зацеплении и сил, действующих на вал……….

Схема нагружения тихоходного вала……………………………………

Определение реакций в опорах…………………………………………..

Горизонтальная плоскость……………………………………………….

Вертикальная плоскость………………………………………………….

Подбор шпонок и их проверочный расчет………………………………….

Расчет подшипников качения для валов редуктора………………………..

Расчет подшипников тихоходного вала…………………………………

Расчет подшипников быстроходного вала……………………………...

Второй этап эскизной компоновки редуктора……………………………...

Проектирование корпусных деталей………………………………………..

Выбор смазки и уплотнительных устройств……………………………….

Расчет клиноременной передачи……………………………………………

Расчет цепной передачи………………………………………………….......

Заключение……………………………………………………………………….

Список литературы………………………………………………………………

Приложения: образцы выполнения графической части

курсового проекта………………………………………………..

Расчет привода ленточного конвейера
с косозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей

Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 1 с косозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:

• 
  

  N варианта	Число оборотов на ведомой звездочке N [об/мин]	Мощность на ведомой звездочке Р[кВт]
  5	110	3,6

  Время работы в сутки t_сут= 8 час,
  

t = 5 час, = t_сут – t = 8-5=3 час.

Отношение = 0,9 ; Т_пуск=(К_пуск = )



Рис. 1.Цилиндрическая косозубая ЗУБЧАТАЯ передача :

1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная;

3 – редуктор горизонтальный; 4 –цепная передача;

Введение
Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора, комбинированной муфты и приводного барабана конвейера. В качестве электродвигателя чаще всего применяются трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока серии АИР. Комбинированная муфта состоит из компенсирующей муфты (например, МУВП) и предохранительной муфты (например, муфта с разрушающимся элементом или фрикционная муфта).
Кинематический и силовой расчёт привода.

Выбор электродвигателя

1. 
   Мощность на валу электродвигателя:
   

Р_{эл.двиг. потр} = кВт

Где

η_общ = η_{кл. рем} ∙ η³_подш ∙ η_зац ∙ η_цепи =0,96 ∙ 0,99³ ∙ 0,97 ∙ 0,99=0,895
При средних значениях этих величин (η_{кл. рем}=0,96, η_подш=0,99, η_зац=0,97, η_муфты=0,99) можно принимать η_общ=0,895.

Выбираем по каталогу (табл. 1) электродвигатели, удовлетворяющие по мощности , т.е. с мощностью Р=4 кВт. типоразмера 100 S2 с синхронной частотой вращения п_{эл.двиг}=1500 мин^-1

Таблица 1

Технические данные электродвигателей серии АИР

2. 
   Передаточные числа привода и редуктора.
   

Принимаем предварительное значение U_ред. из стандартного ряда
U_ред.= 1,8; 2,0; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3,55; 4; 4,5; 5; 5,6; 6,3; 7,1.

тогда:

U_{привода} =

U_цеп.= Принимаем U_цепи=2,24

гдеn_{эл.двиг.асинхр.}- асинхронная частота вращения эл. двигателя мин^-1.

Передаточные числа клиноременных передач обычно лежат в пределах U_{кл.рем.пер.} = 2-4 (max 6).Принимаем U_{кл.рем.пер.} = 2,24

3. Частоты вращения валов:

п₁ = п_{эл.двиг.асинхр.} = 1410 мин ^-1

п₂= мин ^-1

п₃= мин ^-1

п₄ = мин ^-1
4. Расчет угловой скорости :








5. Мощности на валах:

Р₁ = Р_{эл.двиг.потр} =4 кВт

Р₂ = Р₁ · η_кл.рем · η_подш =4∙0,96∙0,99=3,8 кВт

Р₃ = Р₂ · η_зац · η_подш = 3,8∙0,97∙0,99=3,65 кВт

Р₄ = Р₃ · η_цеп. · η_подш = 3,65∙0,99∙0,99=3,6 кВт
6. Вращающие моменты на валах:

Т₁ = 9550 Н∙м

Т₂ = 9550 Н∙м

Т₃ = 9550 Н∙м

Т₄ = 9550 Н∙м

Полученные результаты заносим в таблицу:

№ вала	n, мин-1	Р, кВт	Т, Н·м
1	1410,0	4,0	27,09
2	629,5	3,8	57,65
3	251,8	3,65	138,43
4	112,4	3,6	304,17

7. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания):

t_НЕ = t + t′ = 5+3∙0,9³ =7,187 час

где m= 6 для сталей.

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы:

Т_НЕ = t_НЕ ∙ д ∙ L =7,187∙260∙5=9343 час

где д = 260 – число рабочих дней в году;

L = 5 лет – срок работы передачи.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни:

N_НЕ2 = 60 ∙ п₂ ∙ Т_НЕ = 60∙629,5∙9343 = 352 888 887 циклов

N_НЕ1 = N_НЕ2 ∙ U_ред =352 888 887 ∙2,5=882 222 218 циклов



Расчёт редуктора

Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

Для шестерни принимаем (по табл. 2) сталь 45Х ГОСТ 4543-71

σ_в =980МПа; σ_т =785МПа; НВ = 248-293

Термообработка:
Закалка 840–860^оС, масло, отпуск 520–550С, воздух
Для колеса в соответствии с рекомендациями:

НВ_2min = HB_1min – (15)(20…30)(50),

Для колеса принимаем (по табл. 2) сталь 45Х ГОСТ 8479-70
σ_в =655МПа; σ_т =490МПа; НВ = 218-248

Термообработка:
Закалка 840^оС, масло, отпуск 550С, воздух
8. Средняя твердость шестерни:


Средняя твердость колеса:

Таблица 2

Рекомендуемые марки сталей для шестерни и колеса при НВ≤350

Шестерня

Колесо

Марка стали

Сечение, мм

Термообработка

σв МПа

σт МПа

НВ

Марка стали

Сечение,мм

Термообработка

σв МПа

σт МПа

НВ

45 ГОСТ 1050-88

40–100

Закалка 820–860оС, вода, отпуск 550–600С, воздух

780

375

240–267

45 ГОСТ 1050-88

До 250

Нормализация 850–860С, воздух

600

335

200–236

45 ГОСТ 1050-88

До 100

Нормализация 800С, воздух

620

395

189–229

45 ГОСТ 8479-70

100–300

Нормализация 865–895С, воздух

590

345

174–217

18Х2Н4МА ГОСТ 4543-71

До 100

Закалка 860–880оС, масло, отпуск 525–575С, воздух

930

785

293–331

18Х2Н4МА ГОСТ 8479-70

300–500

Закалка 860–880оС, масло, отпуск 525–575С, воздух

835

685

262–311

35Х ГОСТ 4543-71

До 100

Закалка 850–870оС, масло, отпуск 560–640С, воздух

655

490

212–247

35Х ГОСТ 8479-70

100–300

Закалка 850–870оС, масло, отпуск 560–640С, воздух

615

395

187–229

35ХГСА ГОСТ 4543-71

До 100

Закалка 870–880оС, масло, отпуск 640–650С, вода

835

685

262–311

35ХГСА ГОСТ 8479-70

100–300

Закалка 880оС, масло, отпуск 640С, вода

735

590

235–277

45Х ГОСТ 4543-71

До 250

Закалка 840–860оС, масло, отпуск 520–550С, воздух

980

785

248–293

45Х ГОСТ 8479-70

До 300

Закалка 840оС, масло, отпуск 550С, воздух

655

490

218–248

40ХН ГОСТ 4543-71

До 100

Закалка 840–860оС, масло, отпуск 550–600С, воздух

735

590

235–277

40ХН ГОСТ 8479-70

300–500

Закалка 840–860оС, масло, отпуск 550–650С, воздух

635

440

197–235

40ХН2МА ГОСТ 4543-71

До 250

Закалка 850–870оС, масло, отпуск 600–630С, вода

1080

930

310–354

40ХН2МА ГОСТ 8479-70

100–300

Закалка 860–870оС, масло, отпуск 650С, вода

880

735

277–321

При средней твердости шестерни НВ₁ = 270 базовое число циклов нагружения N_{HG 1}= 2,02 (·10⁷) (интерполированием) ,

а для колеса при НВ₂ =233 базовое число циклов нагружения

N_{HG 2=} 1,462(·10⁷) (интерполированием) (табл. 3).

Таблица 3

Средняя твердость поверхности зубьев	НВср HRC	< 200 –	250 27	300 33	350 38	– 40	– 45	– 50	– 55
NHG циклов (·107)		1,0	1,7	2,5	3,6	4,4	6,0	8,0	10

Поскольку N_{HЕ 2} > N_{HG 2} и N_{HЕ 1} > N_HG1, то = 1
9. Предел контактной выносливости для шестерни:

σ_{Н lim1} = 2НВ₁ + 70 = 2∙270,5+70=611 МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

принимая коэффициент безопасности S_H =1,1


Предел контактной выносливости для колеса:

σ_{Н lim2} = 2НВ₂ + 70 =2∙233+70=536 МПа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

принимая коэффициент безопасности S_H =1,1;



За расчетное допускаемое контактное напряжение в косозубых передачах принимается

[σ]_Н = 0,45· ( [σ]_Н1+[σ]_Н2 ) =0,45∙(555+487)=469 МПа

10. Межосевое расстояние для прямозубой передачи.

Принимая предварительно К_Н = 1,3 и задаваясь значениями

ψ_ba = 0,4 и ψ_ba = 0,5 находим два значения a_w по формуле:





Одно из найденных межосевых расстояний 93 мм округляем до ближайшего стандартного значения из следующего ряда

a_{w сm} = … 80;90;100;112;125;140;160;180;200… мм.
11. Ширина зубчатых колес:

b₂ = ∙ a_{w ст} =0,5∙100=50 мм

b₁ = b₂ + 5 мм =50+5=55 мм

12. Модуль передачи:

0,01 ∙ a_{w ст} < т_n < 0,02 ∙ a_{w ст} , мм

0,01 ∙ 100 < т_n < 0,02 ∙ 100, мм

1 < т_n < 2 мм

Рекомендуется принимать значение модуля т_{n ст}=2 мм (или т_{n ст}=1 мм).

Принимаем т_{n ст} = 2 мм
13. Суммарное число зубьев косозубой передачи (предварительно принимая β’ = 12˚ и cos12˚ = 0,9781):



округлив до целого числа, принимаем : Z_∑кос =98

Действительное значение угла наклона зубьев:



β = 11,48⁰ при [ β ] = 8˚…15˚

Значения β не округлять !

Осевой шаг:

при b₂ = 50 мм

должно быть Р_х < b₂

14. Число зубьев шестерни:

округлив до целого числа,
принимаем Z₁ = 28

при Z_1minкос= 17cos³ = 17cos³11,48⁰ = 15,999=16

Z₁ > Z_{1min кос} 28> 16
15. Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_∑кос – Z₁ =98-28= 70
16. Уточнение передаточного числа:



Отклонение от принятого ранее передаточного числа:



что находится в пределах допустимого [∆U] = ±4%.
17. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

-значение d₁ не округлять

Делительный диаметр колеса:

-значение d₂ не округлять

Межосевое расстояние:



Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_a1 = d₁ + 2m_ncт = 57,14+2∙2=61,14 мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2 m_{n cm} =142,86+2∙2=146,86 мм
Диаметр впадин зубьев шестерни :

d_f1 = d₁ – 2,5m_ncт = 57,14-2,5∙2=52,14 мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2,5m_{n ст} = 142,86-2,5∙2=137,86 мм
18. Проверочный расчет на контактную прочность:



Отклонение от [σ]_Н2 :

∆σ% =

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.
19. Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете изгиб:

.

20. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы:

T_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L =6,59∙260∙5=8573 час,

где число рабочих дней в году д=260 дн. и срок службы передачи L=5 лет.
21. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

N_{FЕ 2} = 60 ∙ п₂ ∙ Т_FЕ = 60∙629,5∙8573=323 802 210 циклов

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FЕ 2} > N_FG = 2,5 ∙ 10⁷ циклов и = 1
22. Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F:

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σ_{Flim 1} :

σ_{Flim 1} = 1,8 ∙ НВ₁ =1,8∙270,5=486,9 МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σ_Flim2:

σ_{Flim 2} = 1,8 ∙ НВ₂ =1,8∙233=419,4 МПа

где НВ₁ и НВ₂ см. п.11 расчета

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:



где коэффициент безопасности S_F = 1,75 , а коэффициент

режима работы для нереверсивной передачи Y_A = 1.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса:



22. Окружное усилие на колесе:



(где Т₃ Нм, см. п.7, аd₂ мм – см. п.20 расчета)

23. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным напряжениям Y_FS для косозубых передач определяют в зависимости от Z_V (из табл. 4):





У_FS1 =3,8 (при Z_V1=29,75 ≈30)

У_FS2 = 3,61 (при Z_V2=74,37≈80)

Таблица 4

Значения коэффициента Y_FS в зависимости от Z или Z_V

Zили Zv	17	18	19	20	21	22	23	24	25	26
YFS	4,28	4,23	4,15	4,09	4,05	4,01	3,97	3,93	3,9	3,88

Z или Zv	27	28	29	30	40	50	60	80	100 и более
YFS	3,86	3,84	3,82	3,8	3,7	3,66	3,62	3,61	3,6

Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой отношение меньше.

Для шестерни:

Для колеса:

Для колеса это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу колеса.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно принимаем
К_F = 1,3
Коэффициент торцового перекрытия определяется:

=

Коэффициент повышения прочности зубьев косозубых передач по напряжениям изгиба Y_Fβ определяется:



(где =11,48⁰ см. п.16 расчета)


Напряжение изгиба для зубьев колеса:



Внимание! Размеры b₂ и m_cmподставляются в мм!

Поскольку σ_F2 = 50 МПа < [σ]_F2 = 240 МПа, то условие прочности выполняется.

24. Расчет на кратковременные перегрузки.

• 
  _{По контактным напряжениям}
  

Максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке:

[σ] _{Н max2} = 2,8 ∙ σ_т =2,8∙490=1372 МПа

где σ_т=490 МПа для материала колеса (см. п.10 расчета)

!!!

Где σ_Н2 =426 МПа (см п.21 расчета)

Поскольку σ_{Н max2} =617 МПа < [σ]_{Н max2} = 1372МПа, то условие прочности выполняется.

• 
  По напряжениям изгиба
  

Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой

перегрузке:

[σ]_{F max2} = 2,74 ∙ НВ₂ =2,74∙233=638 МПа,

где НВ₂ =233 МПа (см п.11 расчета )

Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке:



отношение дано в задании, а σ_F2 см п.27 расчета.

Поскольку σ_{F max2} =105МПа < [σ]_{F max2} =638 МПа,
то условие прочности выполняется.