Редуктор привода ленточного транспортера

Министерство  образования и  науки РФ

Федеральное Государственное бюджетное  образовательное учреждение

высшего профессионального образования

 

ТОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ  СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ И РАДИОЛЕКТРОНИКИ (ТУСУР)

 

Кафедра механики, графики и управления качеством (МГУК)

 

 

 

Редуктор привода ленточного транспортера

Вариант 3.1

Пояснительная записка  к курсовой работе по дисциплине

«Прикладная механика» 

 

 

Выполнил:

Студент гр.229

______ А.Ю. Хомяков

«__» декабря 2011 г.

Руководитель проекта

Доцент каф. МГУК, к.т.н.

_______ А.И. Реутов 

«__» декабря 2011 г.

 

 

2011

Задание

 

Спроектировать  привод ленточного транспортера

 

Исходные данные

Окружная сила на выходном валу редуктора  Р – 4 кН;

Скорость движения ленты V – 0,5 м/с;

Диаметр приводного вала D – 400мм;

Срок службы редуктора – 20000 час. 

Оглавление

1 Введение 4

2 Описание конструкции привода 4

3 Обоснование выбора электродвигателя 5

4 Кинематический расчет привода 5

5 Силовой расчет 6

6 Расчет червячной передачи 6

6.1 Прочностной расчет червячной передачи 6

6.2 Расчет на выносливость зубьев при изгибе 8

6.3 Расчет геометрии червяка 9

6.4 Расчет геометрии червячного колеса 9

7 Расчет зубчатой передачи 10

7.1 Прочностной расчет зубчатой передачи 10

7.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи 13

8 Расчет выходного вала на прочность 13

9 Расчет подшипников выходного вала на долговечность 17

10 Расчет шпоночных соединений выходного вала на прочность 19

11 Подбор муфт 20

11.1 Подбор муфты на тихоходный вал 20

11.2 Подбор муфты на быстроходный вал 20

12 Выбор допусков и посадок сопрягаемых деталей, степеней точности передач, выбор смазки. 20

13 Заключение 21

 

 

 

1 Введение

 

Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного хозяйства определяется тем, что основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства и сельского хозяйства  выполняют машины и механизмы. Одним  из наиболее широко применяемых механизмов является редуктор.

Редуктор  – это механизм, предназначенный  для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента  в приводах от двигателя к рабочей  машине. Основными узлами механизма  являются зубчатые передачи, валы, подшипники и корпус редуктора.

Привод транспортера монтируется на отдельной раме, что  позволяет проводить его сборку, наладку независимо от транспортера и обеспечивает удобство ремонта  и обслуживания. Привод состоит из асинхронного электродвигателя и редуктора, установленных на общей раме. Для  передачи крутящих моментов от вала электродвигателя к входному валу редуктора, а так  же от выходного вала редуктора к  ведущему валу транспортера, используются компенсирующие муфты.

Основным  достоинством редуктора является большая  нагрузочная способность, постоянство  передаточного числа, высокий КПД, хотя и имеются недостатки: высокие  требования к точности изготовления и монтажа зубчатых передач (особенно конической), шум при работе.

Целью данного  курсового проекта является разработка привода ленточного транспортера.

2 Описание конструкции привода

Привод ленточного транспортера состоит из электродвигателя М1 и редуктора.

Редуктор  соединяется с электродвигателем  с помощью муфты. В качестве двигателя  используется асинхронный электродвигатель типа АИР90L2.

Передача  крутящего момента от электродвигателя к выходному валу редуктора осуществляется при помощи двух кинематических пар: одной зубчатой и одной червячной передач. Материал зубчатых колёс – сталь 4ОХ (закалка с высоким отпуском HB =280¸310) обеспечивает при мелких модулях оптимальное соотношение между твёрдостью поверхности зубьев и вязкости их сердцевины, т.е. равнопрочность зуба по различным видам напряжения. Валы также изготовлены из стали 4ОХ, термоулучшенной, HB =  230¸260.

 

3 Обоснование выбора электродвигателя

По исходным данным определяем потребляемую мощность привода, т.е. мощность на выходе (кВт): 

       (3.1)

 

где  - окружная сила на барабане, Н;

v – скорость ленты, м/с.

Затем определяем требуемую мощность электродвигателя:

h      (3.2)

hhhhh    (3.3)

где – КПД зубчатой передачи ();

 – КПД подшипника ();

 – КПД муфт ();

– КПД червячной передачи ().

Подставляя  данные из условия в формулы 3.1-3.4 находим .

По  полученному значению требуемой  мощности выбираем электродвигатель АИР09L2. Мощность данного электродвигателя составляет , что удовлетворяет требования, т.к. разрешена перегрузка 8%. 

4 Кинематический расчет привода

Кинематический  расчет включает определение передаточных чисел, угловых скоростей вращения (частот вращения) на валах редуктора.

Частота вращения электродвигателя об/мин. Общее передаточное отношение может быть получено из отношения угловых скоростей

u_пр = n_эдв / n_вых                    (4.1)

       (4.2)

где D_s – диаметр приводного барабана (D_s= 0,4 м);

v – скорость ленты, м/с.

По формулам 4.1-4.2 можно определить, что u_пр =125. Передаточное отношение редуктора, можно найти, принимая передаточное отношение первой зубчатой пары, u_1-2 = 4,5 , тогда передаточное отношение для червячной передачи будет равно u_ч = u_общ / u_1-2= 27,8.

Округляем передаточное отношение червячной передачи до 28. Отклонение передаточного отношения много меньше допустимых 4 %.

Частоты вращения валов редуктора:

n₁ = n_эдв = 3000 об/мин;        (4.3)

n₂ = n₁ / u_1-2 = 666,7 об/мин        (4.3)

n₃ = n₂ / u _ч =  23,89 об/мин.        (4.5)

5 Силовой расчет

Рассчитываются  крутящие моменты на валах редуктора:

(5.1)

Из условия  баланса мощностей на первом и  втором валах редуктора, определяется :

(5.2)

Аналогично  находятся :

(5.3)

Расчет сил, действующих в зубчатой и червячной  передачах, выполняется после определения  геометрических параметров передач.

Используя формулы 5.1-5.3, рассчитываем , , :

Н·м.

Н·м.

Н·м

Расчет сил, действующих в зубчатой передачи, выполняется после определения  геометрических параметров передач.

6 Расчет червячной передачи

6.1 Прочностной расчет червячной  передачи

Расчет зубьев на прочность включает в себя расчет на контактную выносливость рабочих  поверхностей зубьев и выносливость зубьев при изгибе .

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев червячного колеса.

Проектировочный расчет.

 

Определения ориентировочного межосевого расстояния червячной передачи а_w, мм, определяется из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

,    (6.1.1)

 

где z₂ – число зубьев червячного колеса;

q - коэффициент диаметра червяка;

s_нр - допускаемое контактное напряжение;

k - коэффициент нагрузки (k=1,1¸1,4);

Т - расчетный момент на колесе (Т = 799 Нм).

Примем q=12, а z₁ = 2, тогда

z₂ = z₁×u_чп  = 2× 28= 56 (6.1.2)

В качестве материала для изготовления венца  червячного колеса выбирается бронза Бр ОФ10-1, способ отливки – отливка в металлическую форму.

 Определяются допускаемое контактное напряжение

s_нр=s_но ×К_HL, (6.1.3)

где К_HL – коэффициент долговечности, определяемый по (6.1.4);

s_но – предел контактной выносливости, МПа, определяемый по таблице 4.6 [5].

=0,88 (6.1.4)

где N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое по (6.1.5);

N_НО = 10⁷ для бронз;

N_НЕ = 60×n×L_h,==60×24×20000 = 2,8× 10⁷ ,                               (6.1.5)

где n - частота  вращения колеса (из формулы (4.5);

L_h – срок службы привода (определяется из задания) L_h =20000 час;

s_но = 247 Мпа;

s_нр = 229 Мпа;

Коэффициент k примем равным 1,3.

Из проектировочного расчета рассчитывается ориентировочное  значение

а_w= 165 мм.

Зная ориентировочное  значение а_w, можно определить расчетное значение осевого модуля зацепления m.

= 4,9мм         (6.1.6)

где а_w-ориентировочное значение межосевого расстояния;

z₂ – определяется из (6.1.2), q=12

По расчетному значению модуля зацепления выбирается из стандартного ряда осевых модулей, ближайшее большее значение m = 5 мм. Уточняем значение межосевого расстояния а_w, с учетом стандартного модуля

=  0,5×5 (56+ 12) =  170 мм.                    (6.1.7)

6.2 Расчет на выносливость зубьев при изгибе

Проверочный расчет

Допускаемое напряжение при изгибе при работе обеими сторонами зубьев (при реверсивной  передаче) находится по формуле:

s_FР=s_-1FO×К_FL , (6.2.1)

где s_-1FO=50 МПа (из таблицы 4.6 [5]).

К_FL – коэффициент долговечности,

                   =0,69, (6.2.2)

где N_FE –эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое аналогично N_HE (2.1.5). Предельные значения К_FL для бронзовых колес 0.543   К_FL 1.Подставив численные значения в выражение (1.21), получаем  s_FР= 34,5 МПа.

Определяем  расчетные напряжение при изгибе

=26,4МПа, (6.2.3)

где Y_F – коэффициент формы зуба, выбираемый по таблице 4.5 [5], в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_V.

cos g =9°27;

F_t2 – окружная сила, Н. 

z_V= z₂×сos³g, (6.2.4)

= 5707 Н. (6.2.5)

где  Т = 799Н×м;

d₂ – делительный диаметр червячного колеса d₂ = z₂×m =565 = 280мм.

Определяем z_V=55,3, следовательно, Y_F = 1,4.

Из формулы 6.2.3 определяем s_{F :}

 

s_F = 25,6 МПа, s_FР= 34,5 МПа, s_F  s_FР, т.е. расчетные напряжения много меньше допускаемых.

6.3 Расчет геометрии червяка

 Делительный диаметр  червяка

d₁ = q×m = 12×5=60 мм. (6.3.1)

Делительный угол подъема  витка червяка 

(6.3.2)

g =9°27¢

Высота витка 

h=2,25×m =2,25×5=11,25мм. (6.3.3)

Диаметр вершин витков

d_a1 = d₁+2m = 60 + 10 = 70 мм. (6.3.4)

Диаметр впадин витков 

d_f1 = d₁-2,5m = 60 – 12,5 = 47,5 мм. (6.3.5)

Шаг червяка 

P=pm = 3,14×5 = 15,7 мм. (6.3.6)

Ход витка находится из:

P_z1=P×z₁ = 31,4 мм  (6.3.7)

Длинна нарезной части  червяка:

b₁ = (11+0,06 z₂ ) m =  71,8 мм.      (6.3.8)

6.4 Расчет геометрии червячного колеса

Число зубьев z₂ = 56.

Делительный диаметр 

d₂ = z₂×m = 56×5= 280мм. (6.4.1)

Диаметр вершин зубьев

d_а2=d₂+2m= 280 + 10= 290 мм. (6.4.2)

Диаметр впадин зубьев

d_f2=d₂-2,5m = 280 –12,5 = 267,5 мм. (6.4.3)

Наибольший диаметр колеса

d_am2 d_a2+6m/(z₁ +2 ) 290 + 30 / 4 297,5 мм. (6.4.4)

Ширина венца колеса вычисляется 

b₂0,75da₁ 0,75×70 52,5 мм. (6.4.5)

7 Расчет зубчатой передачи

7.1 Прочностной расчет зубчатой передачи

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев зубчатого  колеса.

Проектировочный расчет.

 

Определяется  ориентировочное значение межосевого расстояния а_w, мм

, (7.1.1)

где Ка –  вспомогательный коэффициент (для  прямозубых передачКа=495);

u- передаточное число (u = u_зп.= 4,5 );

Т₂- исходная нагрузка,  T₂ = 41,6 Н×м ;

К_НВ - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине венца;

y_bа – коэффициент относительной ширины зубчатого венца, по ГОСТ 2185-66 примем y_bа = 0,4

Для определения  К_НВ, рассчитаем y_bd = 0,5y_bа(u + 1), тогда

y_bd = 0,5×0,4(4,5 + 1) = 1,1 , по графику или таблице находим К_НВ = 1,15 [11,12].

s_НР – допускаемое контактное напряжение, Мпа.

 

Определение допускаемых напряжений

В качестве материала для изготовления зубчатых колес выбирается Сталь 45, термообработка – улучшение, НВ 350, s_Нlimb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов N_HO перемены напряжений, s_Нlimb= 600 МПа, N_HO =1,5×10⁷; s_Flimb – предел  выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов N_FO перемены напряжений, s_Flimb = 130 МПа, N_FO = 4×10⁶, табл. 2.6 [5], табл. 90 [11].