Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

 

Зміст

Завдання на проект

Введення

Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок.

1.1 Коефіцієнт корисної дії привода

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Крутний моменти

2. Розрахунок зубчастих коліс

2.1 Вибір матеріалу

2.2 Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.2.5 Діаметри ділильні

2.2.6 Діаметри вершин зубів

2.2.7 Ширина зуба

2.2.8 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

2.2.9 Окружна швидкість коліс

2.2.10 Коефіцієнт навантаження

2.2.11 Перевіряємо контактні напруги по формулі

Сили, що діють у зачепленні

2.2.5 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.31 Нормальний модуль

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

2.3.6 Діаметри ділильні

2.3.7 Діаметри вершин

.3.8 Ширина зуба

2.3.9 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі

2.3.10 Окружна швидкість коліс

2.3.11 Коефіцієнт навантаження

2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі

2.3.13 Сили, що діють у зачепленні

2.3.14 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

3. Попередній розрахунок валів редуктора

3.1 Провідний вал

3.2 Проміжний вал

3.3 Вихідний вал

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

5. Конструктивні розміри корпуса й кришки

6. Перевірка довговічності підшипників

6.1 Провідний вал

6.2 Проміжний вал

6.3 Ведений вал

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

7.1 Провідний вал

7.2 Проміжний вал

7.3 Ведений вал

8. Уточнений розрахунок валів

8.1 Провідний вал8.2 Проміжний вал

8.3 Ведений вал

9. Вибір сорту масла

10. Посадки деталей редуктора

Cписок літератури

Завдання на проект

Спроектувати привод стрічкового транспортера

Варіант № 38.

Вихідні дані:

Термін служби: 7 років

Потужність на вихідному валу Р₃= 8 кВт

Кутова швидкість на вихідному валу w₃= 3.2π рад/с = 10 рад/с

 

Рис.1. – Вихідні дані

 

Введення

 

Ціль курсового проектування - систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвити розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, пропоновані до створюваної машини: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити й маса, зручність в експлуатації й економічність. У проектованому редукторі використовуються зубчасті передачі.

Нам у нашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, а також підібрати муфти, двигун. Редуктор складається з литого чавунного корпуса, у якому поміщені елементи передачі - 2 шестірні, 2 колеса, підшипники, вали та ін. Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується із двигуном, вихідний також за допомогою муфти із транспортером.

 

Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

 

Кінематичний аналіз схеми привода

Привод складається з електродвигуна, двоступінчастого редуктора. При передачі потужності мають місце її втрати на подолання сил шкідливого опору. Такі опори мають місце й у нашім приводі: у зубчастій передачі, в опорах валів, у муфтах і в ременях з роликами. Через цього потужність на приводному валу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.

 

Вибір електродвигуна

Необхідна потужність електродвигуна:

 

Р_тр=Р₃/  =8/0,8=10 кВт,

 

Частота обертання барабана:

 

 

При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.

Пускова необхідна потужність:

 

Р_п=Р_тр*1,3м=10*1,3=13 кВт

 кВт

 

За ДСТ 19523-81 по необхідній потужності

Р_тр = 10 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний

короткозамкнений серії 4АН закритий, що обдувається із синхронною частотою

n = 1500 о/хв 4АН132М4 з параметрами Р_дв = 11 кВт і ковзанням

S=2,8 %, відношення Р_п/Р_н=2. Р_пуск=2*11=22 кВт - потужність даного двигуна на пуску. Вона більше чим нам потрібно Р_п= 13 кВт.

Номінальна частота обертання двигуна:

 

де: n_дв – фактична частота обертання двигуна, хв^-1;

n – частота обертання, хв^-1;

s - ковзання, %;

 

 

Передатне відношення редуктора:

 

U=n_дв/n₃=1458/95,5=15,27

 

Передатне відношення першого щабля приймемо u₁=5; відповідно до другому щаблю u₂=u/u₁=15,27/5=3,05

 

Крутний моменти

 

Момент на вхідному валу:

 

 ,

 

де: Р_тр – необхідна потужність двигуна, кВт;

 – кутова швидкість обертання двигуна, о/хв;

де: n_дв – частота обертання двигуна, хв^-1;

Момент на проміжному валу:

Т₂ = Т₁ * u₁ * η₂

 

де: u₁ – передатне відношення першого щабля;

η₂ – КПД другі вали;

Т₂ = 65,5*10³ * 5*0,92 =301,3*10³ Нмм

Кутова швидкість проміжного вала:

 

 

Момент на вихідному валу:

 

Т₃ = Т₂ * u₂ * η₃

 

де: u₂ – передатне відношення другого щабля;

η₃ – КПД треті вали;

Т₃ = 301,3*10³ * 3,05 * 0,91 = 836,3*10³ Нмм

Кутова швидкість вихідного вала:

 

 

Всі дані зводимо в таблицю 1:

 

Таблиця 1 – Вихідні дані

	Швидкохідний вал	Проміжний вал	Тихохідний вал
Частота обертання, о/хв	n1= 1458	n2=291,3	n3=95,5
Кутова швидкість, рад/с	w1= 152,7	w2 =30,5	w3= 10
Крутний момент, 103 Нмм	T1= 65,5	T2= 301,3	T3= 836,3

 

Розрахунок зубчастих коліс

Вибір матеріалу

 

Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками: для шестірні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але на 30 одиниць нижче НВ 200.

Контактні напруги, що допускаються, по формулі (3.9 [1])

 

, МПа

 

де: σ_{Н lim b} – межа контактної витривалості, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестірні: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КН – коефіцієнт довговічності

 

,

 

де: N_HO – базове число циклів напруг;

N_НЕ – число циклів зміни напруг;

Тому що, число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають К_HL = 1.

[S_H] – коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й поліпшеної сталі приймають [S_H] = 1,1  1,2.

Для шестірні:

Для колеса:

Тоді розрахункова контактна напруга визначаємо по формулі (3.10 [1])

 

= 0.45(481+428)=410 МПа.

 

Нормальний модуль

 

m_n = (0,01  0,02)*а_w

 

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

m_n = (0,01  0,02)*а_w = (0,01  0,02)*160 = 1,6  3,2 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 m_n = 3.

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

2.2.3 Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )

,

 

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

β – кут нахилу зуба, °;

u₁ – передатне відношення першого щабля;

m_n – нормальний модуль, мм;

 

Число зубів колеса

 

z₂ = z₁ * u₁ = 17*5=85

Діаметри ділильні

 

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

 

Діаметри вершин зубів

 

Для шестірні: d_a1 =d₁+2m_n =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

 

Ширина зуба

Для колеса: b₂ = ψ_ba * a_w = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестірні: b₁ = b₂ + 5 = 64 + 5 = 69 мм

 

Окружна швидкість коліс

 

 м/з

 

Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.

 

Коефіцієнт навантаження

 

 

По таблиці 3.5 [1] при ψ_bd = 1,29, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт К_Нβ = 1,17.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт К_Нα=1,07.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості менш 5 м/с К_Нυ = 1.

 

 = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

 

Сили, що діють у зачепленні

 

У зачепленні діють три сили:

- Окружна

 

, Н

 

де: Т₁ – крутний момент провідного вала, Нмм;

d_{1 -} ділильний діаметр шестірні, мм;

 

- Радіальна

 

, Н

 

де: α – кут зачеплення, °;

β – кут нахилу зуба, °;

 

 

Осьова

 

F_a = F_t * tg β, Н

F_a = F_t * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н

 

Нормальний модуль

 

m_n = (0,01  0,02)*а_w = (0,01  0,02)*200 = 2  4 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 m_n = 3 мм

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

 

Число зубів шестірні

 

Число зубів колеса

 

Z₄ = z₃ * u₂ = 32*3,05=97,6

 

Діаметри ділильні

 

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

 

Діаметри вершин зубів

 

Для шестірні: d_a3 =d₃+2m_n =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: d_a4 =d₄+2m_n = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

 

Ширина зуба

 

Для колеса: b₄ = ψ_ba a_w = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестірні: b₃ = b₄ + 5 = 80 + 5 = 85 мм

 

Окружна швидкість коліс

 

, м/с

 

Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.

 

Коефіцієнт навантаження

 

 

По таблиці 3.5 [1] при ψ_bd = 0,93, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт К_Нβ = 1,1.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт К_Нα=1,06.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості більше 1,5 м/с коефіцієнт К_Нυ = 1.

 

 = 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15

 

Сили, що діють у зачепленні

 

У зачепленні діють три сили:

- Окружна

 

 

- Радіальна

 

 

- Осьова

 

F_a = F_t * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н

 

Провідний вал

 

Діаметр вихідного кінця,  Н/мм².

 

, мм [1]

 

де: Т-Крутний момент, Нмм;

- допускається навантаження Н/мм²;

 

 мм

 

Тому що вал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно погодити діаметри ротора d_дв і вала d_в1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали зі співвідношенням d_в1:d_дв  0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигуна d_дв=32 мм. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт під d_дв=32 мм і d_в1=25 мм.

Приймемо під підшипник d_п1=30 мм.

Шестірню виконаємо за одне ціле з валом.

Проміжний вал

 

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр під підшипник допускається  Н/мм².

 мм

 

Приймемо діаметр під підшипник d_П2=30 мм.

Діаметр під зубчастим колесом d_зк=35 мм.

Шестірню виконаємо за одне з валом.

 

Вихідний вал

 

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр вихідного кінця  Н/мм².

 

 мм

Вибираємо муфту МУВП за ДСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під d_в3=46мм.

Діаметр під підшипник приймемо d_П3=50 мм.

Діаметр під колесо d_зк=55 мм.

Провідний вал

 

 

Реакції опор:

у площині XZ:

 

 

Перевірка:

-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0

у площині YZ:

 

Перевірка:

-542,5+935,4-392,9=0

Сумарні реакції:

 

 

Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №2

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм			С	З
N306	30	72	19	28,1	14,6

 

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення  X=0.56, Y=2.05

Еквівалентне навантаження по формулі:

 

, H

 

де V= 1-обертається внутрішнє кільце підшипника;

коефіцієнт безпеки по таблиці 9.19[1] К_Б=1;

температурний коефіцієнт по таблиці 9.20[1] К_Т=1,0.

H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

 

 

Розрахункова довговічність, год по формулі :

 год

Фактичний час роботи редуктора

Термін служби 7 років, при двозмінній роботі:

365днів*16ч.К_годК_сут=365*16*0,7*0,3=1226,4 год.

 

Проміжний вал

 

 

Реакції опор:

у площині XZ:

 

Перевірка:

3176-6117,8+484+2457,8=0

 

у площині YZ:

 

Перевірка:

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Сумарні реакції:

 

 

Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №1

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм			С	З
N306	30	72	19	28,1	14,6

 

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення  X=1, Y=0

Еквівалентне навантаження по формулі:

H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

 

 

Розрахункова довговічність, год. по формулі:

 

 год.

 

Ведений вал

 

Реакції опор:

у площині XZ:

 

 

Перевірка:

-5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

у площині YZ:

 

 

Перевірка:

-254,6-2283,8+2538,4=0

Сумарні реакції:

 

 

Підбираємо підшипник по більше навантаженій опорі №1

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм			С	З
N310	50	100	27	65,8	36

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,195

Відношення  X=0.56, Y=2.2

Еквівалентне навантаження по формулі:

H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

 

 

Розрахункова довговічність, год по формулі:

 

 год

Провідний вал

 

При d=25 мм; ; t₁=4 мм; довжині шпонки l=30 мм; крутний момент Т₁=65,5 Нм

 

 

Проміжний вал

 

При d=35 мм; ; t₁=5 мм; довжині шпонки l=32 мм; крутний момент Т₂=301,3 Нм

 

 

Ведений вал

 

При d=55 мм; ; t₁=6 мм; довжині шпонки l=55 мм; крутний момент Т₃=314 Нм

 

 

При d=46 мм; ; t₁=5 мм; довжині шпонки l=65 мм

 

 

Уточнений розрахунок валів

Провідний вал

 

Уточнений розрахунок складається у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з значеннями, що допускаються s. Міцність дотримана при .

Матеріал вала - сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

Рис.1 - Перетин А-А

Перетин В-В

приймаємо

. Момент опору крутінню при d=40.3 мм:

 

Момент опору вигину:

 

 

Згинальний момент у перетині B-B

 

 

Амплітуда й середнє значення циклу:

 

Амплітуда нормальних напруг:

 

,

 

 величина дуже маленька тому неї враховувати не будемо

Тоді

 

 

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

 

 

Умова міцності виконана.

 

Проміжний вал

 

Матеріал вала - сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

 

Рис. 2 - Перетин А-А

 

Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом

приймаємо

Момент опору крутінню при d=30 мм:

 

 

Момент опору вигину:

 

 

Згинальний момент у перетині А-А

 

 

Амплітуда й середнє значення циклу:

 

Амплітуда нормальних напруг:

 

,

 

 величина дуже маленька тому її враховувати не будемо

Тоді

 

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

 

 

Умова міцності виконана.

 

Перетин В-В.

Ведений вал

 

Матеріал вала - сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

 

 

Рис. 3 - Перетин А-А

Перетин В-В

Вибір сорту масла

 

Змазування зубчастого зачеплення виробляється зануренням зубчастого колеса на проміжному валу в масло, що заливається усередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення тихохідного колеса приблизно на 10 мм. Обсяг масляної ванни визначаємо з розрахунку 0.25 дм³ масла на 1кВт переданій потужності: V=0.25*11=2.75 дм³. По таблиці 10.8[1] установлюємо в'язкість масла. Для швидкохідного щабля при контактних напругах 401,7 МПа й швидкості v=2,8 м/с рекомендується в'язкість, що, масла повинна бути приблизно дорівнює 28*10^-6 м²/с. Для тихохідного щабля при контактних напругах 400,7 МПа й швидкості v=1,05м/с рекомендується в'язкість, що, масла повинна бути приблизно дорівнює 34*10^-6 м²/с.

Середня в'язкість масла

 

 

По таблиці 10.10[1] приймаємо масло індустріальне І-30А (за ДСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.

 

Посадки деталей редуктора

 

Посадки призначаємо відповідно до вказівок, які є в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчастого колеса на вал H7/p6 за ДСТ 25347-82.

Шейки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.

Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по H7.

Інші посадки призначаємо, користуючись даними табл. 10.13[1].

Cписок літератури

 

1. Чернавський С.О. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів .- К., 2004

2. Шейнблит А.Е. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів. – К., 2003

3. Палей М.А. Допуски й посадки: Довідник: В 2ч. Ч.1. – К., 2005

4. В.И.Анурьєв Довідник конструктора-машинобудівника: т.1,2,3. – К., 2004

5. Єремєєв В.К., Горен Ю.Н. Курсове проектування деталей машин: Методичний посібник і завдання до проектів для студентів заочної форми навчання всіх технічних спеціальностей. – К., 2004.

Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

 

Зміст

Завдання на проект

Введення

Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок.

1.1 Коефіцієнт корисної дії привода

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Крутний моменти

2. Розрахунок зубчастих коліс

2.1 Вибір матеріалу

2.2 Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.2.5 Діаметри ділильні

2.2.6 Діаметри вершин зубів

2.2.7 Ширина зуба

2.2.8 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

2.2.9 Окружна швидкість коліс

2.2.10 Коефіцієнт навантаження

2.2.11 Перевіряємо контактні напруги по формулі

Сили, що діють у зачепленні

2.2.5 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

2.31 Нормальний модуль

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.2 Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

2.3.6 Діаметри ділильні

2.3.7 Діаметри вершин

.3.8 Ширина зуба

2.3.9 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі

2.3.10 Окружна швидкість коліс

2.3.11 Коефіцієнт навантаження

2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі

2.3.13 Сили, що діють у зачепленні

2.3.14 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

3. Попередній розрахунок валів редуктора

3.1 Провідний вал

3.2 Проміжний вал

3.3 Вихідний вал

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

5. Конструктивні розміри корпуса й кришки

6. Перевірка довговічності підшипників

6.1 Провідний вал

6.2 Проміжний вал

6.3 Ведений вал

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

7.1 Провідний вал

7.2 Проміжний вал

7.3 Ведений вал

8. Уточнений розрахунок валів

8.1 Провідний вал8.2 Проміжний вал

8.3 Ведений вал

9. Вибір сорту масла

10. Посадки деталей редуктора

Cписок літератури

Завдання на проект