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