Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України
Рубіжанський політехнічний коледж імені О.Є. Порай-Кошиці
Луганського національного університету імені Тараса Шевченка
автомеханічне
(відділення)
спецмеханічна
(циклова комісія)
технічна механіка
(дисципліна)
Спроектувати привод стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора
(тема курсового проекту)
Пояснювальна записка
КП. 5.05050207.4.1.01.00 – ПЗ
Голова ЦК Скрипнік А.Г.
__________
Керівник курсового проекту Холод М.А.
__________
Студент групи МД10А Іванов О.О.
____________
2012
Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України
Рубіжанський політехнічний коледж імені О.Є. Порай-Кошиці
Луганського національного університету імені Тараса Шевченка
Автомеханічне відділення
Циклова комісія спецмеханічних дисциплін
Дисципліна «Технічна механіка»
Завдання на проектування КП.5.05050207.4.1.01.00
1 Спроектувати:
привод стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора
2 Вихідні дані
Рисунок 1
1. Електродвигун. 2 Пасова передача. 3 Редуктор. 4 Муфта. 5 Транспортер.
2.2 Вихідні параметри
а) Сила на тяжіння стрічки F = кН .
б) Швидкість стрічки v = м/с .
в) Діаметр барабана транспортера D = мм.
3 Склад і зміст документів проекту:
відповідно до методичних вказівок Курсовий проект. Загальні положення / - Рубіжне: РПК ЛНУ, 2009. – 16 с.
Строк представлення студентом виконаного і підписаного керівником проекту на затвердження голові циклової комісії 15.06.10 р.
Голова ЦК Скрипнік А.Г.
__________
Керівник курсового проекту Холод М.А.
__________
Студент групи МД10А Іванов О.О.
____________
2012
Зміст
Завдання на курсове проектування
1 Кінематичний розрахунок рушія. Вибір електродвигуна 4
2 Розрахунок зубчастої передачі редуктора 7
3 Проектний розрахунок валів редуктора 16
4 Конструктивні розміри шестерні та колеса 20
5 Конструктивні розміри корпуса редуктора 23
Ескізна компоновка редуктора 25
7 Перевірочний розрахунок підшипників 28
8 Підбір та перевірочний розрахунок шпонкових з’єднань 35
9 Перевірочний розрахунок тихохідного вала 38
10 Змащування зубчастої пари та підшипників 40
11 Література 42
1 Кінематичний розрахунок рушія. Вибір електродвигуна
Потужність на барабані транспортера Рб, кВт
Рб = F· ; (1)
Рб =
1.2 Загальний коефіцієнт корисної дії привода η,
η = ηп · ηз · ηм · η3пп ; (2)
де а) ηп – ККД пасової передачі, ηп = 0,95 [1., с.41];
б) ηз – ККД зубчатої передачі, ηз = 0,96 [1., с.40];
в) ηм – ККД муфти, ηм = 0,98 [1., с.41];
г) ηпп – ККД пари підшипників котіння, ηпп = 0,99 [1., с.41];
η = 0,95·0,96·0,98·0,993 = 0,867.
1.3 Необхідна потужність електродвигуна , кВт
; (3)
=
1.4 Кутова швидкість барабана транспортера б, рад/с
; (4)
1.5 Частота обертання барабана транспортера nб, об/хв
; (5)
1.6 Оптимальне передаточне відношення привода u ;
u' = uп' · uз' ; (6)
де а) u'n – оптимальне передаточне відношення пасової передачі, u'n = 3 або 4 [1.,с.43]; приймаємо u 'n =
б) u'з – оптимальне передаточне число зубчастої передачі, u'з = 4 або 5 [1.,с.43]; приймаємо u 'з =
1.7 Необхідна частота обертання електродвигуна n, об/хв
n'д = u' ·nб ; (6)
n =
1.8 Вибір електродвигуна
для = кВт і n = об/хв приймаємо електродвигун типу
у якого Р= кВт, n = об/хв [1., табл. К9., с. 384].
1.9 Передаточне відношення привода u
; (7)
1.10 Передаточні відношення ступенів приводу)
а) передаточне число зубчатої передачі uз, приймаємо из= 2,8;
б) передаточне відношення пасової передачі uп
; (8)
1.11 Кутові швидкості валів привода , рад/с .
а) кутова швидкість вала електродвигуна ∂
; (9)
б) кутова швидкість швидкохідного вала редуктора 1,
; (10)
в) кутова швидкість тихохідного вала редуктора 2 ,
; (11)
г) кутова швидкість барабана транспортера б ,
б = 2 =
1.12 Обертові моменти на валах привода т, н·м:
а) вал електродвигуна Т, Н·м
; (12)
б) швидкохідний вал редуктора Т1, Н·м
Т1 = · uп · ηп · ηпп ; (13)
Т1 =
в) тихохідний вал редуктора Т2, Н·м
Т2 =Т1 · u3 · η3 · ηпп ; (14)
Т2 =
2 Розрахунок зубчастої передачі редуктора
2.1 Проектний розрахунок
2.1.1 Вибір матеріалу зубчастої передачі:
а) за табл. 3.1 [1., с. 49] приймаємо марку сталі:
для шестерні – 40Х, твердість > 45 HRCэ1 ; для колеса – 40Х, твердість < 350 НВ2.
Різниця середніх твердостей НВ1 ср – НВ2 ср > 70.
б) за табл. 3.2 [1., с. 50] визначимо механічні характеристики сталі 40Х: для шестерні твердість 45...50 HRCэ1 , термообробка – поліпшення та загартування СВЧ, Dпред = 125мм; для колеса твердість 269...302 НВ2 , термообробка – поліпшення, Sпред = 80мм.
в) середня твердість зубів шестерні і колеса
;
За графіком [1., рис.3.1, с. 48] знаходимо НВ1 ср = 457.
2.1.2 Допустимі контактні напруження для зубів шестерні [σ]н1 і [σ]н2, МПа.
а) Коефіцієнт довговічності КНL.
– кількість циклів навантаження за весь строк служби:
для колеса
N2=573ω2Lh; (15)
N2 =573·7·25·103=100,3·106;
– для шестерні
N1 = N2 u; (16)
N1 =100,3·106·2,8=280,84·106.
– число циклів зміни напружень Nно , яке відповідає межі витривалості за табл. 3.3 [1., с. 51].
Nно1 = 69,9 ·106;
Nно2 = 22,5 · 106
– так як N1 > Nно1, N2 > Nно2, тоді коефіцієнти довговічності КНL1 = 1, а КНL2 = 1 [1., с. 51].
б) за табл. 3.1 [1., с. 49] визначимо допустиме контактне напруження, яке відповідає числу циклів зміни напружень Nно, МПа
для шестерні
[σ]но1 = 14 HRC эср+170 ; (17)
[σ]но1 = 14 · 47,5 + 170 = 835 МПа;
– для колеса
[σ]но2 = 18 НВ2ср+ 67; (18)
[σ]но2 = 18 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа
– так як НВ1ср – НВ2ср = 457 – 285,5 = 171,5 > 70 і НВ2ср = 285,5 < 350 НВ, тоді косозуба передача розраховується на міцність за середнім допустимим контактним напруженням [σ]н = 0,45 [σ]н1+ [σ]н2,
[σ]н = 0,45(835+580,9) = 638 МПа (19)
При цьому умова [σ]н = 638 МПа< 1,23 [σ]н2 = 1,23 · 580,9 = 714,5 МПа виконується.
2.1.3 Допустимі напруження згину для зубів шестерні [σ]f1, і колеса [σ]f2, мПа.
а) коефіцієнт довговічності КLF,
– кількість циклів навантаження за весь строк служби:
– для шестерні N1 =280,84·106;
– для колеса N2 =100,3·106.
– число циклів зміни напружень, яке відповідає межі витривалості NFO = 4 · 106 [1.,с.52] для обох коліс.
– так як N1 > NFO1 , а N2 > NFO2 , тоді коефіцієнт довговічності КLF1 = КLF2 = 1.
б) за табл.3.1 [1.,с.49] визначимо допустиме напруження згину, яке відповідає числу зміни напружень NFO:
– для шестерні [σ]FO1 = 310 МПа;
– для колеса [σ]FO2 = 1,03 НВ2ср, (20)
[σ]FO2 = 1,03 · 285,5 = 294 МПа
в) допустиме напруження згину [σ]F, МПа
для шестерні [σ]F1 = КFL · [σ]FO1, (21)
[σ]F1 = 1 · 310 =310 МПа;
– для колеса [σ]F2 = КFL2 · [σ]FO2, (22)
[σ]F2 = 1 · 294 = 294 МПа
Так як передача реверсивна, тоді [σ]F потрібно змінити на 25 %.
[σ]F1 = 0,75 · 310 = 236 Мпа;
[σ]F2 = 0,75 · 294 = 221 МПа.