Привод ленточного транспортера.одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор с клиноременной передачей

Пояснительная записка к курсовому проекту  «Детали машин» 
 

Содержание: 

   Введение (характеристика, назначение).

1. Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.
2. Расчет ременной передачи.
3. Расчет редуктора.
4. Расчет валов.
5. Расчет элементов корпуса редуктора.
6. Расчет шпоночных соединений.
7. Расчет подшипников.
8. Выбор смазки.
9. Спецификация на редуктор.

 

Введение. 

 Спроектировать  привод к лебедочному механизму  по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора N = 9 кВт и частота вращения этого вала n = 7 об/мин. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.Выбор  эл. Двигателя и кинематический  расчет.

1. Определяем общий h привода

h_общ= 0,913

h_общ = h_п*h_п²_*h_з = 0,96*0,99²*0,97 =0,913              

h- КПД ременной передачи

h- КПД подшипников

h- КПД зубчатой цилиндрической передачи 

2. Требуемая мощность двигателя

Р_тр=3,286 кВт

N_д = N/h_общ = 9/0,913 = 3,286 кВт

N_д - требуемая мощность двигателя

N – мощность на тихоходном валу 

3. Выбираем  эл. двигатель по П61.

Р_дв = 4 кВт

4А132 8У3  720 min^-1

 

4А100S2У3  2880 min^-1  

4А100L4У3  1440 min^-1

4А112МВ6У3  955 min^-1

4А132 8У3  720 min^-1 

4. Определяем  общее передаточное число редуктора  u_общ:

u_общ = 104,7

u_общ = n_дв/n_дв = 731,25/7 = 104,5   

n_дв – число оборотов двигателя

n₃ – число оборотов на тихоходном валу редуктора 

5. Принимаем по ГОСТу для зубчатых передач 1 и 2 передаточные числа u_б = 5,6 ,           u_б = 6,3 тогда передаточное число тихоходной передачи равно:

u_т = 3

u_рем = u_общ / u_ь*u_п = 104,5/ 5,6*6,3 =2,9  

6. Определяем  обороты и моменты на валах  привода:

1 вал - вал двигателя:

n₁ = n_двиг =731,25 min^-1          w₁ = n₁*3,14/30 =76,54 рад/c

T₁ = Nд/w₁ = 10470/76,54 = 136,7 Н*м

T₁ – момент вала двигателя

T₂ = T₁*h_м = 136,7*0,96 = 131,3 Н*м

h_м- КПД муфты

T₂ – момент вала первой шестерни редуктора.

T₃ = T₂*u_б*h_ред =131,3*6,3*0,98 = 810 Н*м

u_б – передаточное число первого зубчатого зацепления.

T₃ – момент вала первого колеса и второй шестерни редуктора.

T₄ = T₃*u_п*(h_ред)² =810*5,5*0,98*0,98 = 4281 Н*м

u_п – передаточное число второго зубчатого зацепления.

T₄ – момент вала третьей шестерни и второго колеса редуктора.

T₅ = T₄*u_т*(h_ред)³ =4281*3*0,98*0,98*0,98 = 12090 Н*м

u_т – передаточное число третьего зубчатого зацепления.

T₅ – момент вала третьего колеса редуктора.

T₆ = T₅*h_пр =12090*0,86 = 10390 Н*м

h_пр – КПД привода.

T₆ – момент вала к рабочему органу. 

Определим угловые  скорости валов.

w₁=n_д*3,14/30=731,25*3,14/30=76,5 с^-1

w₂=w₁=76,5 с^-1

w₃=w₂/u_б=76,5/6,3=12,1 с^-1

w₄=w₃/u_п=2,2 с^-1

w₅=w₄/u_т=0,73 с^-1

w₆=w₅=0,73 с^-1 

 
 

3. Расчет  редуктора.

3.1 Используя  П21 и П28 Назначаем для изготовления  зубчатых колес сталь 45 с термической  обработкой:

      Колесо (нормализация)   Шестерня (улутшение)

      НВ 180…220     НВ 240..280

      G = 420 Мпа    G = 600 Мпа

      N_Ho = 10⁷     N_Ho = 1,5*10⁷

      G =110 Мпа    G =130 Мпа

Для реверсивной  подачи

      N_Fo = 4*10⁶     N_Fo = 4*10⁶ 

3.2 Назначая ресурс  передачи t_ч ³ 10⁴ часов находим число циклов перемены напряжений N_HE = N_FE = 60t_ч*n₃ ³ 60*10⁴*68,78 = 4,12*10⁷ т.к. N_HE > N_HO и N_FE > N_FO, то значения коэф. долговечности принимаем: K_HL = 1 и K_FL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G = G *K_HL = 420 МПа  G = G *K_FL = 110 МПа

для шестерни:

G = G *K_HL = 600 МПа  G = G *K_FL = 130 МПа 
 

3.3 Определения параметров передачи:

K_a = 4300   коэф. для стальных косозубых колес

Y_ba = 0,2…0,8  коэф. ширины колеса Y_ba = 0,4

Y_bd = 0,5Y_ba*(u_з+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2  

по П25 K_Hb » 1,05 и так найдем межосевое расстояние a_w:

a_w = 180 мм

a_w ³ K_a*(u_з+1) = 25800*64,92^-7 = 0,1679 м

по ГОСТу  a_w = 180 мм  

m_n = 2,5 мм

3.4 Определяем  нормальный модуль m_n:

m_n = (0,01…0,02)a_w = 1,8...3,6 мм по ГОСТу  

b = 15⁰

3.5 Обозначаем  угол наклона линии зуба b:

b = 8…20⁰ принимаем b = 15⁰

Находим кол-во зубьев шестерни Z₁:

Z₁ = 23

Z₁ = 2a_w*cosb/[m_n(u_з+1)] = 2*180*cos15⁰/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z₁ = 23

Z₂  = 115

Тогда Z₂ = u_з*Z₁ = 5*23 = 115  

Находим точное значение угла b:

b = 16⁰ 35^/

cosb = m_n*Z₁(u_з+1)/2a_w = 2,5*23*6/360 = 0,9583   

m_t = 2,61 мм

3.6 Определяем  размер окружного модуля m_t:

m_t = m_n/cosb =2,5/cos16⁰ 35^/ = 2,61 мм  

3.7 Определяем  делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев d_a, и диаметры впадин d_f шестерни и колеса:

      шестерня     колесо

d₁ = m_t*Z₁ = 2,61*23 = 60 мм  d₂ = m_t*Z₂ = 2,61*115 = 300 мм

d_a1 = d₁+2m_n = 60+2*2,5 = 65 мм  d_a2 = d₂+2m_n = 300+5 = 305 мм

d_f1 = d₁-2,5m_n = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм d_f2 = d₂-2,5m_n = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d₁ =  60 мм  d₂ = 300 мм

d_a1 = 65 мм  d_a2 = 305 мм

d_f1 =  53,75 мм d_f2 =  293,75 мм

 
 
 
 
 

3.8 Уточняем межосевое  расстояние:

a_w = (d₁+d₂)/2 = (60+300)/2 = 180 мм 

3.9 Определяем  ширину венца зубчатых колес  b:

b = y_a*a_w = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b₂ = 72 мм для колеса, b₁ = 75 мм