Редуктор для привода ленточного транспортера
Федеральное агентство по образованию Российской Федерации Государственное образовательное учреждение среднего профессионального
«Новотроицкий политехнический колледж»
Редуктор для привода ленточного транспортера
Пояснительная записка
К курсовому проекту по дисциплине:
Техническая механика
КП 150803.12.00.00 ПЗ
Руководитель проекта
Сирченко Н.В.
Разработал
студент группы 208-МГ
Падалко С.С.
2010
Содержание
Введение
I. Общая часть
1. Краткое описание работы привода
1.1 Кинематическая схема привода
2. Специальная часть
2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
2.2 Расчет передачи редуктора на контактную выносливость
2.3 Предварительный расчет валов редуктора
2.4 Определение конструктивных размеров зубчатой пары, крышки и корпуса
2.5 Проверка долговечности подшипников
2.6 Подбор и расчет шпонок
2.7 Уточненный расчет валов
2.8 Подборка и расчет муфт
2.9 Выбор сорта масла
2.10 Сборка редуктора
Литература
Приложение А Задание на курсовое проектирование
Приложение Б Компоновка редуктора
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. Данный тип механизма является одним из самых распространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэтому грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обучении знаний на практике.
1. Краткое описание работы привода
В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, подобрать электродвигатель, муфту, для условий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редуктора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены элементы передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры – подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством упругой втулочно-пальцевой муфты. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан свалом звездочки цепной передачи. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. Поэтому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет незначительным.
2. Специальная часть
2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
Для
выбора электродвигателя
определяем
КПД привода
по формуле
[1. с.4]:
где
КПД отдельных
кинематических
пар (цилиндрической,
зубчатой передач,
подшипников).
Значения КПД
выбираются
как средние
значения из
рекомендуемого
диапазона [1].
Требуемую
мощность
электродвигателя
находят с учетом
потерь, возникающих
в приводе:
Диапазон возможных передаточных чисел открытой цепной передачи.
DUц=2
6
Ориентировочное значение общего передаточного числа привода
Угловая скорость вала электродвигателя
Выбираем двигатель АИР132S6 и заносим его параметры в таблицу 1.
|
Название двигателя |
Пары полюсов | Исполнение | Мощность |
Число вращений |
|
d,мм |
| АИР132S6 | 5.5 | 1M1081 | 55 | 965 | 2.5 | 38 |
Общее передаточное число привода:
Передаточное число цепной передачи
Определяем частоты вращения валов привода:
Определяем угловые скорости w валов привода
Определяем мощности на валах привода:
Определяем крутящие моменты на валах привода:
Результаты расчета сводим в табл. 2.
Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.
| № вала |
Мощность Р, кВт |
Угловая скорость ω, с-1 | Частота вращения n, мин-1 | Крутящий момент М, Нм |
| 1 | 5.287 | 101.05 | 965 | 52.3 |
| 2 | 5.287 | 101.05 | 965 | 52.3 |
| 3 | 5.099 | 25.27 | 241.3 | 201.8 |
| 4 | 5.099 | 25.27 | 241.3 | 201.8 |
| 5 | 4.6 | 12.27 | 120 | 365.9 |
2.2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРАНА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов по таблице 3.3 [1, c.34] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230, для колеса – сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения определим по формуле 3.9 [1, c.33]:
(3.9 [1, c.33]):
где: σHlim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По таблице 3.2 [1, c.34] предел контактной выносливости для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение) находим по формуле:
σHlim b = 2.HB + 70;
КHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем значение КHL = 1; [n] H = 1,15.
Тогда расчетные контактные напряжения
Вращающий момент на валу шестерни
М1=52,3 Н*м
Вращающий момент на валу колеса
М2=201,8 Н*м
KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: KHb = 1,25;
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ybа =b/aω= 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
(3.8 [1,с.26])
Принимаем u=5.
Ближайшее стандартное значение аω= 130 мм.
Нормальный модуль зацепления
mn=(0.01ч0.02) aω=(0.01ч0.02)130=1.3ч2.6
принимаем mn=2мм
Примем предварительный угол наклона зубьев β=30° и определим число зубьев шестерни и колеса
число зубьев шестерни
Примем z1=19мм тогда z2= z1*u=19*5=95
Уточненное значение угла наклона зубьев
β=28°53`
Определим основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:
Проверка:
Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев
ширина
колеса
ширина
шестерни
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
окружная скорость колес и степень точности передачи
при такой скорости следует принять 8 степень точности.
Для проверки контактных напряжений определяют коэффициент нагрузки:
где: КHb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] КHb = 1,06;
КHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] КHa = 1,07;
КHv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v Ј 5 м/с, [1, табл.3.6] КHv = 1,0;
Проверяем контактные напряжения по формуле
(3.6 [1,ст26])
Условие прочности зубьев при проверке на контактную выносливость выполняется.
Определим силы, действующие в зацеплении:
Окружная для шестерни и колеса:
Радиальная для шестерни и колеса:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1,3.31]
Формула для проверочного расчета зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб имеет вид (формула 3.31 [1, c.43]):
( 3.25 [1, c.38])
где: P-окружная сила действующая в зацеплении
KF – коэффициент нагрузки.
ΥF – расчетное напряжение зубьев при изгибе.
Yβ – коэффициент введен для компенсации погрешности.
KFа – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм.
mn - окружной модуль зуба, mn = 3,57;
КF = KFβ . KFv
где: KFβ – коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.
По
таблице 3.7 [1, c.43],
ГОСТ 21354-75 принимаем
для консольно-расположенных
относительно
опор зубчатых
колес, твердости
поверхности
колес НВ ≤ 350, значению
значение KFβ
= 1,38;
KFv
– коэффициент
динамичности,
учитывающий
динамическое
воздействие
нагрузки. По
таблице 3.8 [1, c.43],
для косозубых
передач и передач
с круговыми
зубьями, принимая
во внимание
то, что для
конических
передач следует
выбирать коэффициенты
на 1 степень
точности больше
(8-й степенью
точности изготовления
колес), твердости
поверхности
колес НВ ≤ 350 и
окружной скорости
принимаем
значение KFv
= 1,3.
КF = 1,16 . 1,2 = 1,392
YF – коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от zn. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения YF из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35].
Для шестерни:
Для колеса:
При этом YF1 = 3,84, YF2 = 3,60 [1, c.42].
[σ]F – предельно допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. По формуле
(3.24 [1, c.36])
где: σ0Flim b – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. По таблице (3.9[1, c.37]) для стали 45 с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение σ0Flim b = 1,8 НВ.
для шестерни: σ0Flim b1 = 1,8 . 230 = 415 H/мм2;
для колеса: σ0Flim b2 = 1,8 . 200 = 360 H/мм2;
[nF] – коэффициент запаса прочности.
[nF] = [nF]' . [nF]''
где: [nF]' – коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес, по таблице (3.9 [1,c.37]) для стали 40Х с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение [nF]' = 1,75;
[nF]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [nF]'' = 1. [nF] = 1,75 . 1 = 1,75.
Найдем предельно допускаемые напряжения [σF] и отношения [σF]/YF при расчете зубьев на выносливость: для шестерни:
для колеса:
Меньшее значение отношения [σF]/YF получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Yb и KF
Условие прочности зубьев при изгибе выполнено.
2.3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Расчет валов выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Ведущего: MК1 = M1 = 52.3 . 103 Н.мм
Ведомого: MК2 = M3 = 201.8 . 103 Н.мм
Ведущий вал.
Определим диаметр выходного конца вала по формуле:
(6.16[1, c.94])
где: [tк] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов - сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [tк] = 20 МПа.
М1=52.3Н/мм2.–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М1 =52.3 Н/мм2.
Принимаем dв1 = 30 мм, согласно стандартного ряда по ГОСТ 6636-69 [1, c.95].
Примем диаметр вала под подшипниками dп1 = 35 мм.
Ведомый вал.
Определим диаметр выходного конца ведомого вала.
Принимаем [tк] = 25 МПа.
Вращающий момент на ведомом валу (валу колеса) М2 = 135,286 кН/мм.
Диаметр выходного конца ведомого вала
Выбираем больший диаметр вала из стандартного ряда значений по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]., dв2 = 38 мм.
Примем диаметр вала под подшипниками dп2 = 45 мм, под зубчатым колесом dк2 = 50 мм. Диаметры остальных участков валов назначаются, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Таблица 3.
|
Условное обозначение подшипника |
dп | Dп | Вп | C | C0 |
| Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | ||||
| 207 | 35 | 72 | 17 | 19,7 | 13,6 |
| 209 | 45 | 85 | 19 | 25,5 | 17,8 |
2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ, КРЫШКИ И КОРПУСА РЕДУКТОРА
Способ получения заготовок зубчатых колес: ковка, объемная штамповка [1, c.230]. Материал – сталь 45 с термообработкой улучшением. Размеры зубчатых колес определяем по формулам, приведенным в таблице 8.1 [1, c.148]:
Сравнительно небольшие размеры шестерни позволяют выполнить шестерню заодно с валом.
Шестерня.
Число зубьев шестерни z1 = 19.
Длина зуба b = 34 мм.
делительный диаметр шестерни dе1 = 43.33 мм.
Средний делительный диаметр шестерни d1 = 61,11 мм.
Внешний диаметр шестерни dae1 = 47.33 мм.
Колесо.
Коническое зубчатое колесо кованое.
Число зубьев z2 = 95
Посадочный диаметр вала под колесом dк2 = 45 мм.
Внешний делительный диаметр колеса de2 = 220.67 мм.
Средний делительный диаметр колеса d2 = 216,67 мм.
Диаметр ступицы dст » 1,6 dK2 = 1,6 . 50 = 80 мм.
Длина ступицы: lст = (1,2ё1,5) . dK2 = (1,2ё1,5) . 50 = 60ё90 мм. Окончательно принимаем lст = 60 мм.
Толщина обода d0 = (2.5ё4) Ч mn = (2.5ё4) . 2 = 5ё8 мм. Принимаем окончательно d0 =6 мм.
Толщина диска С2 = 0,3 Ч b2 = 0.3 Ч 52 = 15,6 мм. Окончательно принимаем значение С2 = 16 мм.
Корпусные размеры.
Материал корпуса и крышки редуктора - СЧ-15. Способ изготовления корпусных деталей – точное литье [1, c.238]. Определим конструктивные размеры корпусных и крепежных деталей редуктора по формулам, приведенным в таблицах 8.3 [1, c.157]:
Толщина стенок корпуса редуктора δ = 0,025Чa +1 = 0,025 . 130+ 1 = 4,25 мм.
Принимаем δ = 8 мм.
Толщина крышки редуктора δ1 = 0,02Чa +1 = 0,02 . 130 + 1 = 3,6 мм.
Для обеспечения жесткости и прочности конструкции принимаем окончательное значение δ1 = 8 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса b = 1,5δ =1.5Ч8= 12 мм.
Толщина нижнего фланца крышки b1 = 1,5δ1 =1,5Ч= 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки [7, c.240], [1, c.445-446]:
p = 2,35 δ = 2,35 . 8 = 18,8 мм.
Принимаем значение p = 20 мм.
Диаметр фундаментных болтов
d1 = (0,03ё0.036)a + 12 =(0,03ё0.036)Ч130 + 12 =15.9ё16.68 мм. Принимаем фундаментные болты с резьбой М16.
Диаметр болтов, крепящих крышку подшипникового узла к корпусу: d2 = (0,7 ё 0,75) d1 =(0,7 ё 0,75) Ч16= 11.2 ё 12 мм. Принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0,5 ё 0,6) d1 =(0,5 ё 0,6) Ч16= 8 ё 9.6 мм.
Принимаем болты с резьбой М8.
2.5 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА
Предварительно выбираем конические однорядные роликовые подшипники легкой серии для ведущего 207 и ведомого 209 валов.
Определим реакции в подшипниках на ведущем валу.
Из предыдущих расчетов имеем Р=2414Н, Pr=872Н; из первого этапа компоновки l1=55мм, l2=55мм.
Нагрузка
на валу от муфты
Вертикальной плоскости
определим опорные реакции, Н
Проверка:
строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
Горизонтальная плоскость
определим опорные реакции, Н
Проверка:
б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X
Суммарные реакции
Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1
Намечаем радиальные шарикоподшипники 207 легкой серии(1, таб. П3) d=35мм; D=72мм; В=17мм; C=19,7кН;C0=13,6кН.
Эквивалентная нагрузка
(7,5 [1,ст.117])
где X=1, V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника;
Кб=1-коэффициент
безопасности
для приводов
ленточных
конвейеров
(1, таб.7.2); КТ-
температурный
коэффициент
(1, таб.7.2).
Расчетная долговечность
(7.3 [1,ст.117])
Расчетная долговечность
(7.4 [1,ст.117])
Определим реакции в подшипниках на ведущем валу
Из
предыдущих
расчетов имеем
Р=2414Н, Pr=872Н;
из первого
этапа компоновки
l1=55мм,
l2=55мм.
Нагрузка на
валу от муфты
Горизонтальная
плоскость
определим опорные реакции, Н
Проверка:
строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
Вертикальной плоскости
определим опорные реакции, Н
Проверка
строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X
Суммарные реакции
Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1 Намечаем радиальные шарикоподшипники 209 средней серии d=45мм; D=85мм; B=19мм; C=26,2кН; С0=17,8кН. Эквивалентная нагрузка
(7,5 [1,ст.117])
где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров таб.9.19 (1.с.125); КТ- температурный коэффициент таб.9.20 (1.с.126).
Расчетная долговечность/1, формула 9.1/
Расчетная долговечность
Для
зубчатых редукторов
ресурс работы
подшипников
может превышать
от36 тыс.ч. до 10
тыс.ч. подшипник
ведомого вала
207
,
а подшипник
ведомого 209
2.6 Подбор и расчет шпонок
Для соединения валов деталями передающими вращение применяют главным образом призматические шпонки стали 45 стали 6. Принимаем при проектировании шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок берем по