Тема: Привод скребкового конвейнера.

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Техническая механика»

Тема: Привод скребкового конвейнера.

Редуктор цилиндрический одноступенчатый горизонтальный

Разработал М.А Кучук

Руководитель проекта Е.К. Мурина

 

Минск – 2017

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

Разраб.

Кучук

Провер.

Мурина

Н.Контр.

Утверд.

Пояснительная записка

Лит.

Листов

Минский колледж ТДЛП

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ………………………….…………………………………………....3

РАЗДЕЛ 1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ…….………………………….…4

РАЗДЕЛ 2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА…………….…...…...5

РАЗДЕЛ 3 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ………………………………………..…...7

3.1 Выбор материала зубчатых колес……………………………………..……..7

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений………………..…..…7

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба………………...………..…8

РАЗДЕЛ 4 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ………………….………...........9

4.1 Проектный расчёт…………………………………………………..……….. 9

4.2 Проверочный расчет………………………………………………………….10

РАЗДЕЛ 5 РАСЧЁТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ……………….................……..11

5.1 Проектный расчёт……………………………………………………....…….11

5.2 Проверочный расчёт………………………………………………………….14

РАЗДЕЛ 6 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА…………………………………16

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи…………….....…....………………..16

6.2 Консольные силы……………………………………………………….……..16

РАЗДЕЛ 7 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА….............17

7.1 Быстроходный вал…………………………………………………………….18

7.2 Тихоходный вал……………………………………………………………….19

РАЗДЕЛ 8 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ВАЛОВ…………….…...20

8.1 Быстроходный вал……………………………………………………….…….20

8.2 Тихоходный вал………………………………………………………….….…21

РАЗДЕЛ 9 ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ…………………………………………………………………….…22

9.1 Быстроходный вал [1;с.124]…………………………………………..……….23

9.2 Тихоходный вал [1;с.123]……………………………………………..……….23

РАЗДЕЛ 10 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ.…………..……….24

10.1 Быстроходный вал…………………………………………………..………...25

10.2 Тихоходный вал…………………………………………………..…………...26

РАЗДЕЛ 11 РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ……………..…………..27

11.1 Методика расчёт шпоночных соединений…………………………..………28

11.2 Проверочный расчёт шпонок [1;с.251]…………………………...………….28

11.2.1 Тихоходный вал.……………………………………………………….……28

11.2.2 Быстроходный вал.……………………………………………………….…29

РАЗДЕЛ 12 ВЫБОР МУФТЫ И СОРТА МАСЛА………………..……………..28

12.1 Выбор муфты…………………………………………………….…..…….….29

12.2 Смазывание редуктора……………………………………………..…………29

РАЗДЕЛ 13 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА…......30

ЗАКЛЮЧЕНИЕ…………………………………………………………………..…31

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ……………………………....32

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

ВВЕДЕНИЕ

 

 

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор.

Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются роликовые радиально-упорные подшипники, которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в косозубой цилиндрической передаче.

Муфты – устройства для соединения валов, передачи крутящего момента с одного вала на другой и для компенсации несносности валов. Выходной вал и приводной вал соединены упругой муфтой с торообразной оболочкой.

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 1

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

 

 

1 — двигатель; 2 — плоскоременная передача; 3 — цилиндрический редуктор; 4 — упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 — ведущие звёздочки; 6 — тяговая цепь; I, II, III, IV — валы, соответственно, — двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода скребкового
конвейера

Исходные данные

F=2.8 кН;

V=0.55 м/с;

D=80 мм;

L_r=6 лет;

z=8;

=5%.

Общий КПД привода:

(1.1)

=

Где:

= 0,96- КПД цилиндрической закрытой передачи,

= 0.96- КПД открытой передачи,

= 0,99- КПД подшипников качения,

= 0,98 - КПД муфты.

= = 0.89

Требуемая мощность электродвигателя; кВт:

(1.2)

=1,73 кВт

По табл. К9[1;с.384] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью , применив для расчёта четыре варианта типа двигателя:

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

Таблица 1.1- Результаты кинематического расчета

Вариант	Тип двигателя	Ном. мощность	Частота вращения
Синхронная	При номинальном режиме
	4AМ80B2Y3	2,2
	4AM90L4Y3	2,2
	4AM100L6Y3	2,2
	4AM112MA8Y3	2,2

 

Находим общее передаточное число для каждого варианта [1;с.44]

(1.3)

u=

где: рм = 51,5625

= = = 55,27

= = = 27,64

= = = 18,42

= = = 13,58

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая передаточное число редуктора = 5,6: [1;с.43]

= = = 9,9

= = = 4,9

= = = 3,3

= = =

 

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины [1;с.45]

Δ = = = 2,6 об/мин

= = = 18

= = = 3,2

Таким образом выбираем двигатель 4AM100L6Y3 (); передаточные числа: =5,6; =3,2; общ=17,92.

 

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 2

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

 

 

Мощности на валах привода: [1;с.45]

= ∙ ∙ = 1,73·0,96·0,99=1,64 кВт

= ∙ ∙ = 1,64 ∙0.96∙0.99=1,56 кВт

= ∙ ∙ = 1,56∙0.98∙0.98=1,46 кВт

Частоты вращения валов:

=950

= = = 295,581

= = 52,782

= =

Угловая скорость: [1;с.46]

(2.1)

=

= = 99,43

= = = 30,94

= = = 5,525

= 5,525

Крутящие моменты на валах привода [1;с.46]

= = = 17,4 Н∙м

= · =17,4 = 53,15 Н∙м

= =53,15 = 282,9 Н∙м

= =282,9 = 274,5 Н∙м

 

РАЗДЕЛ 3

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчёт

Межосевое расстояние: [1;с.58]

(4.1)

≥ Ka (u+1) ∙

где: Ka=43 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач; =5,6; = 282,9 Н∙м; = 0.32 - коэффициент ширины венца колеса; =514,3 Н/ ; = 1 - коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба.

= 43(5.6+1) 1=134,5 мм

Принимаем по табл. 13.15 = 135 мм

Определяем модуль зацепления: [1;с.59]

(4.2)

m≥

где: =255,96 Н/

= ∙u/(u+1)=2∙135∙5,6/(5,6+1)=229,1 мм

= = 0.32∙135 = 43,2 мм

m = = 1,25 мм

Определим угол наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]

min = arcsin = arcsin =

Принимаем min = 8

Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса: [1;с.60]

= + = = = 213,84, Принимаем =213

Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]

arccos = arccos =9,56

Определим число зубьев шестерни: [1;с.60]

= = =32,2

Значение округлить до ближайшего большего числа =32

Определить число зубьев колеса: [1;с.60]

= - = 213-32= 181

Определим фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного u: [1;с.60]

= = = 5,65

= ∙100% ≤ 4% = ∙100%= 1,79 %

Определим фактическое межосевое расстояние для косозубых передач: [1;с.60]

= = = 135 мм

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

Определить основные геометрические параметры передачи: [1;с.60]

= = = 40,6 мм

= = = 229,4 мм

= +2m= 40,6 +2∙1,25= 43,1 мм

= +2m=229,4 +2∙1,25 = 231,9 мм

= -2.4m= 40,6 -2,4∙1,25= 37,6 мм

= -2,4m= 229,4+2.4∙1,25= 226,4 мм

= +2= 43+2 = 45 мм

= ∙ =0.28∙ 135= 43 мм

 

 

Проверочный расчет

 

Проверим межосевое расстояние: [1;с.61]

= = = 135 мм

Проверим пригодность заготовок колес: [1;с.61]

= + 6 = 43,5+6 = 49,5 мм

= + 4 = 43,2+4 = 47,2 мм

Условие пригодности заготовки: [1;с.50]

Dзаг Dпред (125 мм)

Sзаг Sпред (80 мм)

Проверим контактное напряжение: [1;с.61]

(4.3)

=K

= 376∙ 1.15∙1∙1.05 = 511,9 Н/

Где: = 376 – вспомогательный коэффициент.

= 866,16 H

U= = = 1,19 м/с

т – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

- коэффициент динамической нагрузки.

- фактическое передаточное число.

 

[ ]H

511 Н/ 514,3 Н/

 

Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни:

(4.4)

=

(4.5)

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

Где: = 1.00 коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

= 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

= 1.04 - коэффициент динамической нагрузки.

= = = 60.82

= = = 243.87

= 3.62 – коэффициент формы зуба шестерни.

= 3.63 – коэффициент формы зуба колеса.

= 1- = 1- = 0.05 – коэффициент учитывающий наклон зуба.

= 3.63·0.05 ∙1.00∙1∙1.04 = 11.37 Н/ – допускаемое напряжение изгиба шестерни

11.37 Н/ < 220.5 Н/ - условие выполняется

(4.5)

=

= =11.33 Н/ – допускаемое напряжение изгиба колеса

11.33 Н/ < 232.5 Н/ - условие выполняется

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 5

РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчет

Выбрать сечение ремня

=1,56кВт

=2,2кВт

=1425

Выбираем плоский ремень сечения Л

=17,4

Определить номинально допускаемый диаметр ведущего шкива мм, по табл. 5.4 в зависимости от вращающего мамента на валу двинателя , Н·м(см. Табл. 2.5)и выбраного сечения ремня.

<30

=63

Задаться расчетным диаметром ведущего шкива .

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше из стандартного ряда чисел (см. табл. К40).

Определить диаметр ведущего шкива , мм:

= (1-ɛ),

где u- передаточное число открытой передачи(см. табл.2.5);

ɛ-коэффициент скольжения

= =633,6 (округляем до 630)

Полученное значение до ближайшего стандартного по таблК40.

Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного u.

= ; = 100% ≤ 5%

= =3,18

= 100=0,625%

Определить ориентировочное межосевое расcтояние a, мм.

a≥ 1,55( + )

a≥ 1,55( + ) =1245

Определить расчетную длину ремня l мм

l= + ( + )+

Значение l округлить до ближайшего стандартного по табл К31

l= + ()+ =4000

Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине

a= {2 l- ) +√[2 l- ) }

a= {2 · 4000 - )+√[2 · 4000 - ) }=1331

Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива град:

=180-57 ≥150

=180-57(630-200)=160,31 >150

Определить скорость ремня u м/с:

u= /(60· )≤[ v ]

где диаметр ведущего шкива и его частота вращения об/мин

[ v ]-допускаемая скорость м/с [ v ]=45 м/с для поликлиновых ремней

u= /(60· )=3,093 ≤ 40

Определить частоту пробегов ремня U

U= l / v ≤ [U]

Где [U] = 15 допускаемая частота пробегов

U=4/1,093= 1,29

определить допускаемую удельную окружную силу [ ], Н/ [ ]=[ ]

Где ]- допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/ . Определяется по таблице.5.1 интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива, С- поправочные коэффициенты.

=1

=0,94

=1,035

=0,9

=1,2

=0,85

[ ]=1,92 =1,7 Н/

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 392

Определяем ширину ремня b, мм:

b=

b= =149,4

Принимаем z=160

Площадь поперечного сечения ремня A,

A= b

A=2,8 =448

Определить силу предварительного натяжения , Н

Плоского ремня

=A

=448 =896

Определить окружную силу, передаваемую плоским ремнем . H:

= · / v

Где значение кВт и v м/с

= · /1,093 =711,3

Определить силы натяжение ведущей и ведемой ветвей

Для плоского ремня:

=

=

=896+711,3/2=251,65

=896-711,3/2=540,35

Определить силу давления на вал , Н

=2 sin

=2·896·sin =1765.6

 

 

Проверочный расчет

Проверяем прочность плоского ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви Н/

= + ≤[

где - напряжение растяжения Н/

= +

=

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

896

=711,3

b=149,4

A=448

+ =2,79

= – напряжение изгиба

= =1,26 Н/

 

= p · - напряжение от центробежных силы Н/

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

P = 1100 кг/ – для плоский ремней

=8 H/ - для плоских

= 0,01

= + =4,06 < 8

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 6

НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи [1;с.96]