курсовая. Взам инв. Подпись и дата

• Название: Взам инв. Подпись и дата
• Анкор: курсовая
• Дата: 01.04.2023
• Размер: 400.16 Kb.
• Имя файла: kursovaya_rabota_markin.docx
• Тип: Документы; #1029368
• страница: 1 из 4

Взам. инв. №
Подпись и дата
Инв. № подл.
								КП.ТМ.ИС.123.02.024.ПЗ	Лист
Изм.	Кол.	Лист	№док	Подпись	Дата

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых 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.

Входной вал посредством цепной передачи соединяется с двигателем, выходной - с конвейером.

Целью данной курсовой работы является проектирование редуктора для ковшевого элеватора, а также расчет цепной передачи и двигателя. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня, колесо, подшипники, вал и пр.

В результате работы необходимо:

1. Систематизировать, закрепить и расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки;

2. Ознакомиться с конструкциями типовых деталей и узлов и приобрести навыки самостоятельного решения инженерно – технических задач, умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний

3. Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования;

4. Научиться защищать самостоятельно принятое техническое решение.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора

1. 
   Необходимая мощность электродвигателя для привода:
   

Р_т = Р₄/η,

Р_т = Р₄/η = 5/0,84=5,9кВт,

где η - КПД привода:

η = η_м^m × η_зп ×η_рп × η_пк^k =0,84

где η_зп = 0,97 - КПД зубчатой передачи,

η_рп = 0,94- КПД открытой передачи,

η_пк = 0,99- КПД подшипников качения,

k = 6 – количество подшипников качения,

η_м = 0,98 - КПД муфты,

m = 1 – количество муфт, т.е. звеньев, где имеются потери мощности.

2) Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя:

n_ор = n_в × u_ор =80×8=640 (мин^-1)

где n_в = 80 - частота вращения ведомого вала.

3) Ориентировочное значение передаточного числа привода:

u_ор = u_зп × u_рп = 4×2=8

где u_зп = 4 - передаточное число зубчатой передачи,

u_цп = 2 - передаточное число цепной передачи,

По найденным значениям Р_т и n_ор выбираем электродвигатель с ближайшей большей с другими типами двигателей меньшую стоимость и более высокую эксплуатационную надежность.

По данным табл. К9, подходят электродвигатели четырех номинальной мощностью и с ближайшей меньшей частотой вращения вала ([1], с.384, табл. К9). При этом отдаём предпочтение 3-х фазным асинхронным электродвигателям, имеющим по сравнению марок:

• 
  4AM112M2Y3, Р = 7,5 кВт, п_с = 3000 об/мин, s = ………%;
  
• 
  4AМ132S4Y3, Р = 7,5 кВт, п_с = 1500 об/мин, s = ……..%;
  
• 
  4АM132M6Y3, Р = 7,5 кВт, n_с = 1000об/мин, s = …….%;
  
• 
  4АM160S8Y3, Р = 7,5 кВт, n_с = 750 об/мин, s = 2,7 %.
  

Так как в задании указано, что привод одновалковой зубчатой дробилки, то предпочтение отдаем двигателю с n_с = 750 об/мин, а именно:

Двигатель марки 4АM160S8Y3, мощность – 7,5 кВт, номинальная частота вращения 730 мин^-1, синхронная частота вращения 750 мин^-1.

4) Определяем действительную частоту вращения вала:

n_н = n_синх (1 – S) = 730 (1 – 0,027)=0,9 мин^-1,

где n_синх = 730 мин^-1 – синхронная частота вращения вала,

S = 2,7 % – коэффициент скольжения (ГОСТ 19523-81).

5) Определяем общее передаточное число привода:

u = n_н/n_в = 730/80=9,1

С учетом полученного значения u, уточняем передаточные числа отдельных звеньев привода, выбранные при определении ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя:

u_зп = 4, u_рп = u/u_зп

u_рп = 9,1/4=2,2

Принимаем стандартное значение ременной передачи: u_цп= 2,5

6) Определяем мощность, частоту вращения, угловую скорость, крутящий момент, каждого вала (расчет ведем от электродвигателя, т.е. входного вала к ведомому валу):

Для ведущего вала:

Р₁ = Р_т × η_цп

Р₁ = 5,9×0,94=5,546кВт

n₁ = n_н

n₁ = 640 мин^-1,

ω₁ = π × n₁ / 30

ω₁ = 3,14×640/30=66,9 сек^-1;

Т₁ = Р₁ × / ω₁

Т₁ = 5,546/66,9=0,082 кН∙м;

Для ведомого вала:

Р₂ = Р₁ × η_пк

Р₂ = 5,546×0,99=5,49 кВт.,

n₂ = n₁ / u_цп

n₂ = 640/2,2=290 мин^-1,

ω₂ = ω₁ / u_цп

ω₂ = 66,7/2,5=26,6 сек^-1,

Т₂ = Р₂ / ω₂

Т₂ = 5,490/26,6 = 0,2 кН∙м.

Вносим полученные данные в таблицу:

Таблица 1

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1,	Угловая скорость ω, сек-1,	Крутящий момент Т, кН м
1 - ведущий	5,54	640	66,9	0,08
2 - ведомый	5,49	290	26,6	0,2

2 Расчет цилиндрической прямозубой

передачи

1) Выбираем материал для шестерни и колеса ([1], с.49, табл.3.1, табл.3.2, с.50):

• 
  для изготовления колеса 40Х, с термообработкой – улучшение, твердость для колеса НВ₀₂ =248,5;
  

Средняя твердость зубьев колеса:

НВ₀₂ = 0,5×(НВ_min + НВ_max)= 0,5× (235+262)=248,5

• 
  для изготовления шестерни 40Х, с термообработкой – улучшение +, твёрдость для шестерни НВ₀₁ =285,5
  

Средняя твердость зубьев шестерни:

НВ₀₁ = 0,5×(НВ_min + НВ_max)= 0,5×(269+302)=285,5

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:

• 
  для шестерни σ_Нlimb1 = 2НВ + 70 = 641 МПа;
  
• 
  σ_Нlimb1 =2×285,5+70=641
  
• 
  для колеса σ_Нlimb2 = 2НВ + 70 = 567 МПа;
  
• 
  σ_Нlimb1 =2×248,5+70=567
  

Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:

• 
  для шестерни [σ_Н1] = σ_Нlimb1 × Z_H / S_H = …………. МПа;
  
• 
  [σ_Н1] =641×1,4/1,1=815,8
  
• 
  для колеса [σ_Н2] = σ_Нlimb2 × Z_H / S_H = …………….. МПа;
  
• 
  [σ_Н2] =567×1,4/1,1=721,6
  

где Z_H – коэффициент долговечности;

S_H = 1.1 – коэффициент безопасности для колёс с однородной структурой материала (нормализация)(табл.3).

Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

• 
  Шестерня: = ≥ 0,75 – условие выполняется
  

Определяем базовое число циклов напряжений при расчете на контактную прочность:

• 
  Шестерня: N_НО1 = 30×(НВ₀₁)^2,4 = 2,3×10⁷ 12 × 10⁷ – условие выполняется
  

N_НО1 = 30×(285,5)^2,4=2,34734 × 10^{7 =} 23473400

• 
  Колесо: N_НО2 = 30×(НВ₀₂)^2,4 = 1,7× 10⁷ 12 × 10⁷ – условие выполняется
  
• 
  N_НО2 =30×(248,5)^2,4=1,7 × 10⁷ = 16823000
  

где НВ₀ – средняя твердость поверхностей зубьев.

Определяем число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения:

• 
  Шестерня: N_К1 = 60×n×с×L_h
  
• 
  N_К1 =60×710,3×1×40000=1704720000
  
• 
  Колесо: N_К2 = N_К1× u_зп
  

N_К2 =1704720000×4=6818880000

n – частота вращения шестерни, зубчатого колеса, мин^-1;

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, с =1;

L_h –срок службы передачи (по техническому заданию):

L_h = 2920×L×К_r×К_c = 40000 час.

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

[σ_Н] = [σ_Н2] =721,6 МПа

Для цилиндрических прямозубых передач за расчетное принимают меньшее из допускаемых контактных напряжений, полученных для шестерни [σ_Н]₁ и колеса [σ_Н]₂, т.е. [σ_Н] = min ([σ_Н]₁, [σ_Н]₂.

Определяем предел выносливости при нулевом цикле изгиба:

• 
  для шестерни σ_оFlimb1 = 1,8×НВ = 513,9 Мпа
  
• 
  σ_оFlimb1 = 1,8×285,5=513,9
  
• 
  для колеса σ_оFlimb2 = 1,8×НВ =447,3 Мпа
  
• 
  σ_оFlimb2 = 1,8×248,5=447,3
  

Допускаемое напряжение на выносливость при изгибе, соответственно для шестерни и колеса:

• 
  Шестерня: [σ_F1] = σ_оFlimb1 × Y_R × Y_Z × Y_A × Y_N/ S_F = ………. Мпа
  
• 
  [σ_F1] =513,9×1×1×1×1/1,7=302,3
  
• 
  Колесо: [σ_F2] = σ_оFlimb2 × Y_R × Y_Z ×Y_A × Y_N / S_F = ……………. Мпа
  

• 
  [σ_F2] =447,3×1×1×1×1/1,7=263,2
  

• 
  
  

где S_F = 1,7 – коэффициент безопасности, зависящий от вида материала, термообработки и способа получения заготовки (табл.4);

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероховатости R_Z  40 мкм, Y_R = 1;

Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок Y_Z = 1;

Y_А – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При …………. передаче Y_А = 1

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни N_К1 = 170472000 и для колеса N_К2 = 681888000 больше базового числа циклов N_FO = 4×10⁶, то принимаем Y_N = 1,0

Определяем межосевое расстояние а_w:

  …….. Мм

= 95,10951

где К_а = 410– вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

u_зп = 4 - передаточное число;

Т₃ = 0,08 – крутящий момент на валу зубчатого колеса, Н∙м;

К_н = 1,3 – коэффициент нагрузки для прямозубых передач,

[σ_Н] – допускаемое контактное напряжение, МПа;

ψ_ba = 0,5– коэффициент ширины венца (из стандартного ряда), при симметричном расположении.
Принимаем из ряда стандартных чисел (по ГОСТ 2185-66 см. выше):

а_w = 100 мм.

2) Определяем минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб:

мм

= 2,066 мм
где K_m = 6,8∙10³- для прямозубых передач;

b₂ - ширина венца колеса,

b₂ = _bа×a_w = …………… мм.

b₂₌ 0,5×100= 50 мм

Принимаем b₂ = 50 мм.

[σ_F]₂₌263,2 - допускаемое напряжение изгиба материала колеса, МПа.

Максимально допустимый модуль передачи:

m_max ≈ 2×a_w /[17×(u  1)] = ……………… мм

m_max ≈ = 2,353 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение окружного модуля (табл.5):

m =2 мм.

3) Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для прямозубой передачи:

z_s = 2×а_w /m = …………….. мм

z_s =2×100/2=100 мм

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_s /(u + 1) =……………;

z₁ = 100 / (4+1) = 20

Принимаем z₁ = 20

Число зубьев колеса z₂ = z_s – z₁ =………………...

z₂ =100 – 20 = 80

4) Уточнение передаточного числа:

Уточняем передаточное число: u_ф = z₂/z₁ = ……………..

u_ф= 80 / 20 = 4

Отклонение от заданного передаточного числа:





5) Уточнение межосевого расстояния и угла наклона зубьев

a_w = m×(z₁ + z₂)/2 = …………… мм

a_w = 2 × (20+80) / 2 = 100 мм

6) Определение размеров зубчатых колес

Делительные диаметры:

• 
  Шестерни d₁ = m×z₁ = …………….. мм;
  
• 
  d₁₌2 × 20 = 40 мм
  
• 
  Колеса d₂ = m×z₂ = ………… мм
  
• 
  d₂ = 2 × 80 = 160 мм
  

Диаметры вершин зубьев:

• 
  Шестерни d_a1 = d₁ + 2×m = ………….. мм;
  
• 
  d_a1 = 40 + 2 × 2 = 44 мм
  
• 
  Колеса d_a2 = d₂ + 2×m = ……………. Мм
  
• 
  d_a2 = 160 + 2 × 2 = 164 мм
  

Диаметр впадин зубьев:

• 
  Шестерни d_f1 = d₁ -2,5×m = …………… мм;
  
• 
  d_f1 = 40 – 2,5 × 2 = 35 мм.
  
• 
  Колеса d_f2 = d₂ -2,5×m =………………мм
  
• 
  d_f2 = 160 – 2,5 × 2 = 155 мм.
  

Ширина зубчатого венца:

• 
  Колеса b₂ = _bа×a_w =…………… мм;
  
• 
  b₂ = 0,5 × 100 = 50 мм.
  
• 
  Шестерни b₁ = b₂ + 5 = ………….. мм
  
• 
  b₁ = 50 + 5 = 55 мм