Редуктор с раздвоенной тихоходной передачей

Міністерство освіти та науки України

Сумський державний університет

Кафедра ІТП

 

 

 

 

 

 

 

Пояснительная записка

к курсовой работе на тему:

"Привод цепного конвейера"

 

 

 

 

 

 

Выполнила         Челядина К.И.

Группа         ИТ-01

Проверил         Кузнецов Э.Г.

 

 

 

 

 

 

Сумы 2013

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Объектом курсового проекта  является привод с цилиндрическим двухступенчатым горизонтальным редуктором, использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Размещение передач зацепления в отдельном закрытом корпусе  гарантирует достаточную точность монтажа, хорошую смазку и соответственно высокий КПД, меньший износ, а также надежную защиту передач от влияния окружающей среды. Самыми распространенными являются редукторы, которые состоят из цилиндрических зубчатых передач.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми, шевронными зубьями. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными стальными. Двухступенчатые цилиндричатые редукторы применяют в широком диапазоне передаточных чисел: по ГОСТ 2185-66 u=6,3÷63. От целесообразной разбивки общего передаточного числа двухступенчатого редуктора по его отдельным ступеням в значительной степени зависят габариты редуктора и рациональность конструкции корпуса.

 

1   ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА  ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 

 

Спроектировать привод.

Рисунок 1.1 – Схема привода

 

Исходные данные:

 

Редуктор цилиндрический двухступенчатый соосный горизонтальный;

Параметры на приводном барабане:

• диаметр звездочки D=0,35 м;
• окружная сила на звездочке Ft=8 кH;
• скорость движения v=0,5 м/с.

 

 

2   КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ  ПРИВОДА

 

Данные для вычесления: 

ηm= 0,98; ηp= 0,99; ηkp= 0,965;    

U1= 5,6 U2= 6,3 

    

Общий КПД привода:

Мощность, требуемая для работы конвейера:

(кВт)

Требуемая мощность электродвигателя:

Требуемая частота вращения вала барабана:

.

 

Uo=U1*U2= 35,28

n1=n5*Uo= 963,0573

По полученным данным выбираем двигатель - двигатель 112MB6

Вычислим погрешность вычеслений:

(ǀT5-T5pǀ)/T5p= 0,03836

Скольжение:

S= 0,051

Найдём количество оборотов:

n1=1000-(1000*S)= 949

 

Определяем кинематические параметры  на каждом валах привода:

 

Вал I:

P₁=P_треб=4,82 кВт;

n₁=n_дв=949 (об/мин);

 

Вал II:

 

Вал III:

 

Вал IV:

 

Вал V:

 

Результаты кинематического расчёта занесём в таблицу:

Вал
1	949	4,82	48,25
2	949	4,67	46,8
3	169,46	4,3	241,68
4	26,89	4,036	1425,518
5	26,89	4,036	1397,008

 

Таблица 1 – Результаты кинематического расчета

 

3   РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ  КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Входящие данные:

u= 5,6;  T2= 119,335;  n= 949;  T1= 46,23.  

 

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40XH, термическая обработка – закалка, твердость HB 210; для колеса – 50, термическая обработка – улучшение, твердость HRC 50.

Найдем предел контактной выносливости при базовом  числе циклов:

Для шестерёнки:                        

σH*limb= 2HB+70= 490

 

Для колеса:                                   

σH*limb= 17HRC+200= 1050

 

Срок службы:

Среднее контактное напряжение цилиндрической пары.

Коэффициент долговечности, когда  число циклов нагружения больше базового, KHL=1.

Коэффициент безопасности для улучшенной стали примем SH=1,15.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:

МПа

МПа

Для косозубой цилиндрической пары принимаем коэффициент 0,45.

(МПа)

Межосевое расстояние:

Для косозубых передач коэффициент ширины венца ψ_ba принимают равным от 0,25 до 0,4. Принимаем ψ_ba=0,27. Принимаем коэффициент расположения колес относительно опор.

KHβ=1,15

Т₃=119,335 Н∙м

Передаточное число зубчатой передачи u =5,6

Ка=43

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТу мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=0,01*а_ω=0,02∙100=2 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТу  мм.

Примем угол наклона зубьев: β=15→ cosβ=0,966

Суммарное число зубьев:

 => 99

Число зубьев на шестерне:

Число зубьев на колесе:

z2=zΣ–z1=99–15=84

 

         Находим истинный косинус угла наклона зубьев:

 

                                               cosβ=

 

Определяем диаметр d, ширину b шестерни и колеса:

Делительный диаметр:

Проверим получившиеся данные:

 мм

Диаметр шестерни и колеса по гребням:

– диаметр шестерни

– диаметр колеса

Диаметр впадин зубьев:

– диаметр шестерни

– диаметр колеса

Ширина колеса:

b₂=ψ_ba∙a_ω =0,27∙100=27 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+5=32 мм

3. Проверим полученные данные:  

Проверка контактных напряжений:  

     

     

    

При твёрдости HB≤350, =1,056 и несимметричном  расположении зубчатых колёс относительно опор:   

Определим коэффициент КH:

Так как окружная скорость меньше 10 м/с, то степень точности равна восьми.

КНα= от 1,05 до 1,15. Принимаем среднее значение КНα =1,06

Динамический коэффициент определяют в зависимости от окружной скорости колес и степени точности их изготовления. Для косозубых колес при vk < 10 м/с назначают 8-ую степень точности и принимают КНv от 1 до 1,05. Принимаем среднее значение КНv = 1

КН=KHβ∙КНα∙КНv

KHβ = 1,15– из таблицы

КН=1,15 ∙1,06∙1=1,219

 

Проверяем контактные напряжения:

s_Н= < s_Hдоп

Силы, действующие в зацеплении:

Для шестерни:

Окружная   – Ft1=T2/d1= H

Радиальная – Fτ1= Ft1* =3051,18* = 1109,052 Н

Осевая   – Fα1=Ft1*tgb= 0,99*3051,18=3021 Н.

 

Для колеса:

Окружная  – Ft2=2T3/dа3= H

Радиальная – Fτ2= Ft2* =1374,06* = 499,56 Н

Осевая   – Fα2=Ft2*tgb= 0,14*2799,63=192,36 Н.

 

Проверка геометрии детали по напряжениям  изгиба σF:

Коэффициенты нагрузки:

КFβ=1,1

КFv=1,23

КF=1,353

YF – коэффициент, учитывающий  форму зуба и зависящий от  эквивалентного числа зубьев zv

Для шестерни: zv1=15/0,99³=15,46 →  16 → YF1=4,26

Для шестерни: zv2=84/0,99³=86,57 →87 → YF2=3,6

 

Табличное значение σF0limb = 700 МПа для шестерни

σF0limb = 414 МПа для колеса

[S'F]=1,75

[S''F]=1,00

[SF]= [S'F]* [S''F]=1*1,75=1,75

Определяем допустимое напряжение на шестерни:

σF1= σF0limb/[SF]=700/1,75=400 МПа

Определяем допустимое напряжение на колесе:

σF2= σF0limb/[SF]=414/1,75=236,571 МПа

Находим отношение:

Для шестерни, и для колеса:

Дальнейшие расчеты следует  вести для зубьев шестерни, для  которой найденное отношение  меньше.

Yβ=1-β/140=1-8,1/140=0,94

n=8 – степень точности зубчатых  колес

K_Fa=

K_Fa=

Проверяем прочность зуба шестерни:

s_F1 = =237,68 МПа£[s_F2]

[s_F2]= 237,68МПа → условие прочности выполнено

 

 

 

4   ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПРЯМОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА

Входящие данные:

u= 6,3;  T2=1436,48;  n= 169,5;  T1=119,335.  

 

Т.к. нет особых требований в отношении  габаритов передачи, выбираем материалы  со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40XH, термическая обработка – закалка, твердость HB 210; для колеса – 50, термическая обработка – улучшение, твердость HRC 50.

Найдем предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

Для шестерёнки:                        

σH*limb= 2HB+70= 490

 

Для колеса:                                   

σH*limb= 17HRC+200= 1050

 

Срок службы:

Среднее контактное напряжение цилиндрической пары.

Коэффициент долговечности, когда  число циклов нагружения больше базового, KHL=1.

Коэффициент безопасности для улучшенной стали примем SH=1,15.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:

МПа

МПа

Для косозубой цилиндрической пары принимаем коэффициент 0,45.

(МПа)

Межосевое расстояние:

Для косозубых передач коэффициент  ширины венца ψ_ba принимают равным от 0,25 до 0,4. Принимаем ψ_ba=0,27. Принимаем коэффициент расположения колес относительно опор.

KHβ=1,15

Т₃=1436,48 Н∙м

Передаточное число зубчатой передачи u =5,6

Ка=43

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТу мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=0,01*а_ω=0,011∙250=2,75 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТу  мм.

Суммарное число зубьев:

=>182

Число зубьев на шестерне:

Число зубьев на колесе:

z2=zΣ–z1=182–25=157

 

Определяем диаметр d, ширину b шестерни и колеса:

Делительный диаметр:

Проверим получившиеся данные:

 мм

Диаметр шестерни и колеса по гребням:

– диаметр шестерни

– диаметр колеса