содержание
Перечень условных Обозначений, символов и терминов. 3
Введение. 4
1 Краткое описание устройства и принципа действия разрабатываемого изделия. 6
2.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора. 14
2.3 Расчет открытой передачи. 27
2.4 Предварительный расчёт валов редуктора и разработка их эскизов. 34
2.5 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редукторов. 37
2.6 Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора. 38
2.7 Первый этап компоновки редуктора. 40
2.8 Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. 42
2.9 Подбор и расчет подшипников для валов редуктора. 50
2.10 Подбор муфты.. 53
2.11 Подбор и проверочный расчет шпоночных или шлицевых соединений. 53
2.12 Проверочный расчет на сопротивление усталости валов редуктора. 55
3. Технологический раздел. 66
3.1 Выбор смазки для зацепления и подшипников. 66
3.2 Описание сборки редуктора. 67
Заключение. 69
Список используемых источников. 71
Приложение А Первый этап компоновки редуктора. 72
Перечень условных Обозначений, символов и терминов
Условные обозначения
КПД – коэффициент полезного действия.
Расшифровка символов
Dб - диаметр барабана транспортера, мм;
– кпд подшипника;
– кпд ременной передачи;
– кпд редуктора (цилиндрический);
– мощность, кВт;
ω – скорость вращения, рад/с;
[ σ ] – допускаемое напряжение;
‑ фактическое передаточное число;
d ‑ делительный диаметр, мм;
da ‑ диаметр вершин зубьев, мм;
df ‑ диаметр впадин зубьев, мм;
b 1 – ширина шестерни, мм;
b2 ‑ ширина колеса, мм;
‑ угол наклона зубьев;
‑ число зубьев,;
‑ модуль передачи, мм;
‑ вращающий момент, Н×м.
Введение
Цель – рассчитать и спроектировать привод ленточного конвейера.
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, так как основные производительные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.
На основании развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производительных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Одним из основных факторов решения проблем, связанных в бесперебойном производстве, является конвейер. Любой конвейер не мыслим бес передаточного механизма. Одним из связующих узлов данного механизма является редуктор. В современной промышленности применяются разнообразные виды редукторов.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя, к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые, ремённые или цепные передачи.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колёса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников.
В данном курсовом проекте представлен цилиндрический редуктор, основная задача которого отрегулировать вращательное движение в нужное поступательное для подачи (вывода) соответственных элементов производства.
Подбор электродвигателя зависит от следующих параметров, в данном случае в задании указана окружная сила Ft на барабане привода ленточного конвейера, скорость движения ленты v, а также диаметр барабана Dб.
1 Краткое описание устройства и принципа действия разрабатываемого изделия
Данный привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты.
От электродвигателя через ременную передачу вращение передаётся в закрытый одноступенчатый цилиндрический редуктор. Далее движение передаётся через муфту на барабан ленточного транспортёра.
2 Расчетно-конструкторский раздел
2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
2.1.1 Потребляемая мощность электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя на ведущем барабане транспортера 
, кВт определяется по формуле (2.1):
(2.1)
где 
– необходимая мощность на ведущем барабане транспортёра, кВт;
определена по формуле (2.2);
ηобщ – общий КПД; определен по формуле (2.3).
2.1.2 Необходимая мощность на ведущем барабане
Необходимая мощность на ведущем барабане транспортёра, Рв, кВт определяется по формуле (2.2):
(2.2)
где 
– усилие на барабане транспортёра, кН; = 2,96 кН;
– скорость барабана транспортёра, м/с; =1,88 м/с; определена по заданию.
2.1.3 Общий КПД привода
Общий КПД ηобщ, определен по формуле (2.3):
(2.3)
где η1 – КПД ременной передачи; η1 = 0,95; определен по ([1], c.5);
η2 – КПД зубчатой передачи; η2 = 0,95; определен по ([1], c.5);
η3 – КПД подшипников; η3 = 0,99; определен по ([1], c.5).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.3) получено:
.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.2) получено:
кВт.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.1) получено:
кВт.
2.1.4 Частота вращения вала транспортера
Частота вращения вала барабана транспортёра nб, об/мин определяется по формуле (2.4):
(2.4)
где 
– диаметр ведущего барабана транспортёра, мм; = 235м;
определен по заданию;
– скорость барабана транспортёра, м/с; =1,88 м/с; определена по заданию.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.4) получено:
об/мин.
2.1.5 Общее ориентировочное передаточное число
Ориентировочное общее передаточное число привода 
, определяется по формуле (2.5):
(2.5)
где 
ориентировочное передаточное число ременной передачи; 
= 2; определено по ([1], с.6);
ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической передачи; 
= 2,5; определено по ([1], с.6).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.5) получено:
.
Ориентировочная частота вращения вала барабана транспортёра, nор, об/мин определяется по формуле (2.6):
(2.6)
где nб – частота вращения вала барабана транспортёра, об/мин; определена
по формуле (2.4);
– ориентировочное общее передаточное число привода; определено по формуле (2.5).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.6) получено:
об/мин.
Согласно полученным величинам мощности Pпотр = 6,29 кВт и частоты вращения nор = 1203,35 об/мин, выбирается электродвигатель №132S4/1455 ([1] с.321), со стандартными значениями:
- Рэл = 7,5 кВт;
- nэл=1455 об/мин.
Общее передаточное число привода Uобщ, уточняется по формуле (2.7):
, (2.7)
где nэл – частота вращения вала электродвигателя;
nб – частота вращения вала барабана транспортёра, об/мин.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.7) получено:
.
В редукторе остается стандартное передаточное число Uред = 2,5.
Фактическое передаточное число открытой передачи 
, определяется по формуле (2.8):
, (2.8)
где Uобщ – общее передаточное число привода;
Uред – стандартное передаточное число редуктора; Uред = 2,5; определено
по ([1],с. 6)
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.8) получено:
.
Мощность Р1, кВт на ведущем валу ремённой передачи приравнивается
к Рпотр:
Р1= Рпотр =6,29 кВт.
Мощность Р2, кВт на ведущем валу зубчатой передачи рассчитывается по формуле (2.9):
, (2.9)
где η рп – КПД ремённой передачи, η рп = 0,95; определено по ([1], с. 5);
η п – КПД подшипника, η п = 0,99; определено по ([1], с 5).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.9) получено:
КВт.
Мощность Р3, кВт на ведомом валу зубчатой передачи рассчитывается по формуле (2.10):
, (2.10)
где η р – КПД зубчатой передачи, η р = 0,95; определено по ([1], с. 5);
Р2 – мощность на ведущем валу зубчатой передачи, кВт; Р2=5,91; определено по формуле (2.9);
η п – КПД подшипника, η п = 0,99; определено по ([1], с 5).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.10) получено:
КВт.
Частота вращения n1, об/мин на ведущем валу ремённой передачи приравнивается к угловой скорости электродвигателя:
n1= nэл=1455 об/мин.
Частота вращения n2, об/мин на ведущем валу зубчатой передачи рассчитывается по формуле (2.11):
, (2.11)
где 
– количество оборотов на валу электродвигателя, об/мин; равно n1 = nэл;
uрп – стандартное передаточное число; uрп = 2,5; определено по ([1],с. 6).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.11) получено:
.
Частота вращения n3, об/мин на ведомом валу зубчатой передачи рассчитывается по формуле (2.12):
, (2.12)
где n2 – частота вращения на ведущем валу зубчатой передачи, об/мин;
n2 = 603,73 об/мин; определена по формуле (2.11);
uр – стандартное передаточное число; uр = 2,5; определено по ([1],с. 6).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.12) получено:
об/мин.
Угловая скорость ω, рад/с на валах определяется по формуле (2.13):
, (2.13)
где n – частота вращения:
- для ведущего вала ременной передачи n1=1455; определена по
формуле (2.10);
- для ведущего вала зубчатой передачи n2=603,73; определена по
формуле (2.11);
- для ведомого вала зубчатой передачи n3=241,49; определена по
формуле (2.12).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.13) получено:
Угловая скорость ω1, для ведущего вала ременной передачи:
рад/с.
Угловая скорость ω2, для на ведущего вала зубчатой передачи:
рад/с.
Угловая скорость ω3, для ведомого вала зубчатой передачи:
рад/с.
Вращающие моменты М, Н×м на валах определяются по формуле (2.14):
, (2.14)
где Р – мощность на валах, кВт;
ω – угловая скорость на валах, рад/с.
Вращающий момент М1, Н×м на ведущем валу ременной передачи определяется по формуле (2.14).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.14) получено:
Н×м.
Вращающий момент М2, Н×м на ведущем валу зубчатой передачи определяется по формуле (2.14).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.14) получено:
Н×м.
Вращающий момент М3, Н×м на ведомом валу зубчатой передачи определяется по формуле (2.14).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.14) получено:
Н×м.
2.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора
Для расчета зубчатой передачи необходимы исходные данные:
- 
;
- 
об/мин;
- 
об/мин;
- 
кВт;
- 
кВт;
- 
Н×м;
- 
Н×м;
- 
рад/с;
- 
рад/с.
Материал для шестерни и колеса определен по ([1], с.10). Для изготовления выбирается Сталь 45, которая имеет следующие характеристики:
- предел текучести, 
, мПа; 
мПа;
- твёрдость шестерни, 
, 
;
- твёрдость колеса, 
, 
.
В качестве термообработки – улучшение.
Допускаемые контактные напряжения 
, мПаопределяются
по формуле (2.15):
, (2.15)
где 
– предел контактной выносливости зубьев, мПа; определен
по формуле (2.16);
– допускаемый запас, =1,1; определен по ([3], с.45);
– коэффициент долговечности, =1; определен по ([3], с.45).
Предел контактной выносливости зубьев , мПа определяется по формуле (2.16):
, (2.16)
где – твёрдость шестерни, мПа; ; определена по исходным данным;
– твёрдость колеса,, мПа; ; определена по исходным данным.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.16) получено:
Для материала шестерни:
мПа.
Для материала колеса:
мПа.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.15) получено:
мПа,
мПа.
За допускаемое контактное напряжение принимается наименьшее значение, [σn ] = 491 мПа.
Допускаемое напряжение изгиба 
, мПа определяется
по формуле (2.17):
, (2.17)
где 
– предел выносливости зубьев по излому, мПа; = 1,8 
; определен по ([3], с. 46);
– допускаемый запас, =1,75; определен по ([3], с. 46);
– коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, =1; определен по ([3], с. 46);
– коэффициент долговечности, =1; определен по ([3], с. 46).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.17) получено:
Для материала шестерни:
мПа.
Для материала колеса:
мПа.
Межосевое расстояние aw, мм определяется по формуле (2.18):
, (2.18)
где Ка – коэффициент, 
; определен по ([1], с. 13);
– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, = 1; определен по ([3], с.46);
– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм;
Нм;
ψa – коэффициент для шевронных передач, 
; определен
по ([1], с. 13);
– передаточное число зубчатой передачи, U =2,5; определено по исходным данным;
– допускаемое контактное напряжение, мПа; =491 мПа; определено по формуле (2.16).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.18) получено:
мм.
Принимается значение межосевого расстояния aw= 100, определено
по ([1], с.13).
Рассчтываются предварительные размеры колеса.
Делительный диаметр колеса d2, мм определяется по формуле (2.19):
(2.19)
где aw – межосевое расстояние, мм; определено по формуле (2.18).
U – передаточное число зубчатой передачи; U = 2,5; определено по исходным данным.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.19) получено:
мм.
Ширина колеса 
, мм определяется по формуле (2.20):
, (2.20)
где ψa – коэффициент для шевронных передач, ; определен
по ([1], с. 13);
aw – межосевое расстояние, мм; определено по формуле (2.18).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.20) получено:
мм
Модуль передачи , мм определяется по формуле (2.21):
, (2.21)
где Кm – коэффициент, Кm = 5,2; определен по ([1], с. 16);
– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н×м;
Н×м;
– ширина колеса,мм; 
мм; определена по формуле (2.20);
– передаточное число зубчатой передачи; = 2,5; определено по исходных данных;
– допускаемое напряжение изгиба для колеса,мПа;
мПа; определено по формуле (2.17);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.21) получено:
мм.
Принимается значение модуля передачи m = 2, определено по ([1], с.13).
Суммарное число зубьев ZΣ, определется по формуле (2.22)
, (2.22)
где aw – межосевое расстояние, мм; aw = 100 мм; определено по
формуле (2.18);
βmin – угол наклона для шевронных колес, βmin = 25˚; определен
по ([1], с.13).
m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.22) получено:
.
Полученное значение округляется до целого, ZΣ=90.
Действительное значение угла наклона зубьев β, определяется по формуле (2.23):
Дата добавления: 2015-08-29; просмотров: 58 | Нарушение авторских прав
| <== предыдущая лекция | | | следующая лекция ==> |