2017-12-14
1562
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ГОУ ВПО ТГПУ им. Л.Н. ТОЛСТОГО
Кафедра МСХ
Расчетно – пояснительная записка
К курсовому проекту по дисциплине
«Машиностроение» раздел «Детали машин»
на тему:
«Проектирование цилиндрического зубчатого
Редуктора и цепной передачи для привода
Ленточного конвейра
(задание индивидуальное)»
Выполнила: Суркова
Наталья Николаевна
Заочная форма обучения
Курс 4 группа А
Руководитель: Гражданкина
Тамара Васильевна
Проект принял с оценкой:
Тула 2011
Содержание.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет………………….
2. Расчет зубчатых колес редуктора……………………………………..
3. Предварительный расчет валов редуктора…………………………..
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора…………...
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………….
6. Расчет цепной передачи………………………………………………...
7. Компоновка редуктора…………………………………………………
|
|
|
8. Проверка долговечности подшипника……………………………….
9. Проверка прочности шпоночных соединений……………………….
10. Уточненный расчет валов……………………………………………...
11. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников……………...
Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
По табл.1.1,[1] принимаем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес ƞ1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ƞ2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи ƞ3 = 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, ƞ = 0,99.
Общий КПД привода
ƞ = ƞ1 ƞ2 ƞ3 ƞ4 = 0,98 · 0,992 · 0,99 = 0, 875.
Мощность на валу барабана
Рб = Fлʋл = 8,55 · 1,13 = 11,1 кВт
Ртр =
Угловая скорость барабана
ɷб =
Частота вращения барабана
nб =
В табл. П.1,[1] по требуемой мощности Ртр = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи. Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 мин-1 4А 160 М6 УЗ, с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6%. Нормальная частота вращения nдв = 1000-26=974 мин-1 , а угловая скорость
ɷдв =
Проверяем общее передаточное отношение
ἰ =
что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.
Частные передаточные числа можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 – 66 uр = 5, для цепной передачи uц =
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
| Вал В | n1 = nдв = 974 мин-1 | ɷ1 = ɷдв = 101,5 рад/с |
| Вал С | n2 = | ɷ2 = |
| Вал А | nб = 62 мин-1 | ɷб = 6,5 рад/с |
Вращающие моменты:
|
|
|
на валу шестерни
Т1 =
на валу колеса
Т2 = Т1uр = 125·103·5 = 625·103 Н·мм.
Расчет зубчатых колес редуктора.
В отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200. По табл. 3.3, [1]
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле 3.9[1]
[σН]= где σH lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев не менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
σН lim b = 2НВ+70
Для длительной эксплуатации редуктора принимаем КHL = 1; коэффициент безопасности [SH]= 1,10
Получим расчетные допускаемые контактные напряжения для косозубых колес:
- для шестерни
[σH1] =
- для колеса
[σH2] =
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[σН] = 0,45(482 + 428) = 410 Мпа
Требуемое условие [σH] ≤ 1,23[σH2] выполнено.
Межосевое расстояние определяется из условий контактной выносливости активной поверхности зубьев по формуле 3.7, [1]:
αw = Kα(u + 1)
где для косозубых колес Kα = 43, а передаточное число нашего редуктора u = uр = 5
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 αw=200мм
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0,01 – 0,02) · 200 = 2 – 4 мм; принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 2,5 мм
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса и по формуле [1]
z1 =
Принимаем z1 =26; тогда z2 = z1u = 26 · 5 = 130
Уточненное значение угла наклона зубьев
Cosβ =
β = 12°50´
Основные размеры шестерни и колеса
- диаметры делительные:
d1 =
d2 =
Проверка: αw =
Диаметры вершин зубьев:
dα1 = d1 + 2mn = 66,66 + 2 · 2,5 = 71,66 мм
dα2 = d2 + 2mn = 333,34 + 2 · 2,5 = 338,34 мм
Ширина колеса b2 = ψba αw = 0,4 · 200 = 80 мм
Ширина шестерни b1 = b2 + 5мм = 85мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Ψbd =
Окружная скорость колес и степень точности передачи
υ =
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
KH = KHβKHαKHυ
Значения KHβ даны в табл. 3.5, [1]; при ψbd = 1, 275, твердости НВ ≤ 350 и несимметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ ≈ 1,155
По табл. 3.4, [1] при υ = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHα ≈ 1,08. По табл. 3.6, [1], для косозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем KHυ = 1,0. Таким образом, KH = 1,155 x 1,08 x 1,0 = 1,245.
Проверка контактных напряжений по формуле 3.6, [1]
σH =
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Ft =
радиальная Fr =
осевая Fα = Fttgβ = 3750tg12°50´ = 830H
