Зміст

1 Вступ

2 Розрахунково-графічний розділ 5

1. Вихідні дані 5

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок 6

2. Розрахунок клинопасової передачі 9

3. Розрахунок зубчатих коліс 15

4. Попередній розрахунок валів редуктора 22

5. Конструктивні розміри шестерні 23

6. Конструктивні розміри корпуса редуктора 24

7. Перший етап компоновки редуктора 25

8. Перевірка довговічності підшипників 27

9. Другий етап компоновки редуктора 33

10. Перевірка на міцність шпонкових з‘єднань 34

11. Перевірочні розрахунки валів редуктора 35

12. Посадки зубчастого колеса, шестерні та підшипників 41

14. Вибір сорту оливи 42

15. Складання редуктора 42

16. Вибір постійної муфти 43

17. Вибір запобіжної муфти 43 Список використаних джерел 45

Додаток А Специфікація редуктора циліндричного прямозубого

ХПТК. ХХХХХХ.007 46

1 Вступ

Редуктором називається механізм, який складається з зубчатих чи черв’ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до робочої машини.

Призначення редуктора – зниження кутової швидкості і відповідно збільшення крутного моменту ведомого вала по відношенню до ведучого.

Редуктор складається з корпуса (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщуються елементи передачі – зубчаті колеса, вал підшипники. Редуктор проектують або для привода певної машини, або по заданому навантаженню і передаточному числу без вказування конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організоване серійне виробництво редукторів.

Редуктори класифікуються за наступними основними ознаками: типом передачі (зубчаті, черв'ячні); числом ступенів (одноступінчаті, двохступінчасті і більше); відносному положенню зубчатих коліс в просторі (горизонтальні вертикальні).

2 Технічно розрахунковий розділ

2.1 Вихідні дані до проекту

1. Тягове зусилля стрічки F= 1,9 кН;

2. Швидкість стрічки V=1,2;

3. Діаметр ведучого барабана D=200мм;

4. Допустиме відхилення швидкості тягової стрічки δ= ±4%;

5. Термін служби приводу L= 7 р.

Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра представлена на рис. 2.1

1 – електродвигун; 2 – клинопосова передача; 3 – муфта запобіжна; 4 – редуктор вертикальний внутрішнього зачеплення з нижньою ведучою шестернею; 5 – муфта постійна; 6 – стрічковий конвеєр.

Рисунок 2.1 – Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра

2.2 Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок привода

2.2.1 Загальний ККД приводу/1/, табл.1.1. с.5:

η = η₁ ∙ η₂ ∙ η₃² ∙ η₄² ∙ η₅∙ η₆, (2.1)

де η₁=0,95 – ККД клинопасової передачі;

η ₂=0,97 – ККД зубчатої передачі в закритому корпусі;

η₃=0,99 – ККД, враховуючий втрати пари підшипників кочення;

η₄=0,99 – ККД, враховуючий втрати в опорах ведучих зірочок

стрічкового конвеєру;

η₅=0,98 – ККД, враховуючи втрати запобіжної муфти;

η₆=0,98 – ККД, враховуючи втрати муфти постійної.

η = 0,95∙0,97∙0,99²∙0,99²∙0,98∙0,98=0,85.

2.2.2 Потужність на тихохідному валу

Р_т= F∙v, (2.2)

Р_т= 1,9∙10³∙1,2=2,28 кВт.

2.2.3 Кутова швидкість тихохідного вала

(2.3)

Частота обертання барабану

, (2.4)

2.2.4 Потрібна потужність двигуна

(2.5)

2.2.5 З /1/, табл.1, с.390 за потрібною потужністю Р_потр= 2,68кВт, приймаємо електродвигун типу 4А100SA, з параметрами Р=3кВт, n=1500^об/_хв, ковзання s=4,4%

2.2.6 Частота обертання вала двигуна під навантаженням

n_дв = n ∙(1 – s), (2.6)

n_дв = 1500∙(1-0,044)= 1434 ^об/_хв. .

2.2.7 Кутова швидкість вала електродвигуна

(2.7)

2.2.8 Передаточне відношення приводу

(2.8)

2.2.9 По ГОСТ 2185 /1/, с.36 приймемо число редуктора и_ред=4, тоді передаточне відношення клинопасової передачі буде

(2.9)

Приймемо и_пас=3,15.

2.2.10 Кутові швидкості валів

вала електродвигуна: ω_дв=150,1 ^рад/_с ,

ведучого валу редуктора

(2.10)

веденого валу редуктора

(2.11)

валу привідного барабану стрічкового конвеєра

2.2.11 Відхилення кутової швидкості валу привідного барабану стрічкового конвеєру від заданого

(2.12)

.

Обертаючий момент на ведучому валу редуктора

(2.13)

де Р₁ – потужність на ведучому валу редуктора;

Р₁=Р_потр∙η₁, (2.14)

Р₁= 2,68 ∙0,95=2,546 кВт,

2.2.12 Обертаючий момент на веденому валу редуктора

Т₂=Т₁∙и_ред , (2.15)

Т₂= 53,43∙4= 213,72 Н∙м.

Таблиця 2.1 Підсумкова таблиця кінематичного розрахунку

Р,кВт	Т, Н·м	N, об/ хв.	, рад / с	u
Pел.дв.=3 Pпотр.=2,68	Tпотр =17,95	nел.дв.=1434	ел.дв=150,1	uзаг=12,51
P1=2,54	T1=53,43	n1=455	1=47,65	uпас=3,15
P2=2,28	T2=231,72	n2=114	2=11,9	uред=4

2.3 Розрахунок пасової передачі (клинопасова)

2.3.1 З монограми /1/, рис.7.3, с.134 див. рис. 2.2 в залежності від частоти обертання меншого шківа n=n_ел.дв.=1434^об/_хв та передаючої потужності Р=Р_потр.=2,68,приймаємо переріз клинопасової передачі типу А.

Рисунок 2.2 - Номограма вибору перерізу клинового пасу

2.3.2 Обертовий момент на валу електродвигуна:

(2.16)

2.3.3 Діаметр меншого шківа

, (2.17)

Згідно з /1/, табл.7.7, с.131, згідно з обліком того, що діаметр меншого шківа не повинен бути меншим за d=100мм, приймаємо d₁=160мм.

2.3.4 Діаметр більшого шківа

d₂=і_пас∙ d₁(1-), (2.18)

де  – коефіцієнт відносного ковзання паса. Приймаємо =0,015;

d₂=3,13∙160(1-0,015)=493,3 мм.

Приймаємо d₂=500 за /1/ с.120.

Профіль канавок шківа представлено на рис.2.3

Рисунок 2.3 - Профіль канавок шківа

Розміри профілю канавок шківів перерізу типу А:

n=8,7; n_o=3,3; i_р=11,0; f=10,0; e=15,0; =34^°.

2.3.5 Уточнюємо передаточне число

(2.19)

При цьому кутова швидкість

(2.20)

(2.21)

2.3.6 Міжосьову відстань приймаємо в інтервалі

(2.22)

де Т_о=8, висота перерізу паса по /1/, табл.7.7, с.131.

(2.23)

Приймаємо значення міжосьової відстані Схема клинопасової передачі представлена на рис. 2.4

Рисунок 2.4 – Схема клинопасової передачі

2.3.7 Розрахункова довжина ременя

(2.24)

Приймемо попередньо близьке значення L_р=2240 мм.

2.3.8 Уточнюємо значення міжосьової відстані з обліком стандартної довжини паса

(2.25)

.

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,1L=0,1·2240=22мм, для поліпшення надягання пасів на шківи і можливість збільшення його на 0,25L=0,25·2240=56мм, для зменшення і поліпшення натяжіння пасів.

2.3.9 Кут обхвату ведучого шківа:

(2.26)

2.3.10 Коефіцієнт режиму праці, враховуючи умови експлуатації передачі для приводу до стрічкового конвеєра при однозмінній праці з /1/, табл.7.10, с.136 , приймаємо С_пас=1,0.

2.3.11 Коефіцієнт, що враховує вплив від довжини паса перерізу А при довжині L=2240, приймаємо С_L=1,06.

2.3.12 Коефіцієнт,що враховує вплив кута обхвату при .

2.3.13 Коефіцієнт, що враховує число ременів в передачі /1/, див. пояснення до формули 7.29. Припускаючи, що число ременів у передачі буде від 2 до 3, приймаємо коефіцієнт С_z=0.95.

2.3.14 Число пасів передачі

(2.27)

де – потужність, передаюча одним клиновим пасом січення А, при довжині L=1700, праця на шківі d₁=160мм.

Приймаємо z=1.

2.3.15 Натяжіння гілки клинового паса

(2.28)

де – коефіцієнт, який враховує вплив центр обіжних сіл. Для перетину А ;

(2.29)

2.3.16 Розрахуємо ризик на вали

(2.30)

2.3.17 Ширина шківа

В_ш= (z-1) е+2f, (2.31)

В_ш= (1-1) 15+2 10= 20мм.

Ескіз шківа ведучого для вала електродвигуна представлений на

рисунку 2.5

Рисунок 2.5 - Ескіз шківа ведучого для вала електродвигуна

2.4 Розрахунок зубчатої передачі редуктора

2.4.1 Обираємо матеріали з /1/, табл.3.3 с.34; для шестерні –

Сталь 40Х ГОСТ4543-71, термічна обробка поліпшення, твердість 260НВ; для колеса Сталь 45 ГОСТ1050-88, термічна обробка - нормалізація, твердість 190НВ.

2.4.2 Допустимі контактні напруження

(2.32)

де σ_Hlimb - границя контактної витривалості при базовому числі циклів:

σ_Hlimb=2НВ+70, (2.33)

К_HL=1 – коефіцієнт довговічності;

[S_H]=1,10 коефіцієнт безпечності.

2.4.3 Допустиме контактне напруження прямозубих колес

(2.34)

для шестерні:

для колеса:

.

Тоді розрахункове допустиме контактне напруження:

[σ_H]= 0,45(536+409)= 425 МПа.

Умова міцності виконана.

2.4.4 Коефіцієнт К_Нβ­, не дивлячись на симетричність положення коліс відносно опор, приймемо вище рекомендоване для цього випадку,так як зі сторін пасової передачі діють сили,які викликають додаткову деформацію відомого валу та погіршують контакти зубів, приймаємо по /1/, табл.3.1, с.32, як в випадку несиметричного розташування коліс приймемо К_Нβ­=1,25.

2.4.5 Приймемо для прямозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані

(2.35)

2.4.6 Визначимо міжосьову відстань з умови контактної стійкості активних поверхонь зубців за формулою:

(2.36)

де К_а =49,5, для прямозубих коліс;

и=и_ред=4, передатне число редуктора;

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185 а_ω=120мм.

2.4.7 Нормальний модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації:

(2.37)

Приймаємо по ГОСТ 9563 m= 2мм.

2.4.8 Визначаємо число зубів шестерні і колеса

(2.38)

Приймаємо z₁=40, тоді

Z₂=z₁·u_ред, (2.39)

Z₂=40·4=160.

Приймаємо z₂=160.

2.4.9 Основні розміри шестерні та колеса

діаметри ділильні

, (2.40)

, (2.41)

Перевірка

(2.42)

Діаметри вершин зубів

d_а1=d₁+2m, (2.43)

d_а1= 80+2∙2=84 мм,

d_а2=d₂+2m, (2.44)

d_а2=320-2∙2=316мм.

ширина колеса

(2.45)

ширина шестерні

(2.46)

2.4.10 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

(2.47)

2.4.11 Колова швидкість та ступінь точності передачі:

(2.48)

При такій швидкості для прямозубих коліс треба приймати 8-му ступень точності по ГОСТ 1643.

2.4.12 Коефіцієнт навантаження

К_H=К_Hβ∙К_Hλ·K_Hv (2.49)

Для прямозубих коліс значення K_Hβ подані в /1/, табл.3.5, с.40, при ψ_ва=0,25, твердості НВ≤350 і несиметричному розташуванні коліс, маємо К_Hβ=1,08 при V=1,9 ^м/_с та 8-й степені точності К_Нλ=1;

По /1/, табл. 3.6, с.40, для прямозубих коліс при V≤5 маємо К_НV=1,04,

таким чином:

К=1,08∙1,0·1,04=1,196.

2.4.13 Перевірка контактних напружень

(2.50)

.

2.4.14 Сили, які діють в зачепленні

колова

(2.51)

радіальна

(2.52)

2.4.15 Перевіряємо зубці на витривалість та напруження вигину:

(2.53)

К_F=K_F ·K_F , (2.54)

де K_F = 1,07, за /1/, табл. 3.7, при , твердості НВ≤350 та несиметричному положенні зубчастих коліс, відносно опор;

K_F =1,25 по /1/, табл. 3.8, с.42.

К_F=1,07 ·1,25=1,3375.

Y_F – коефіцієнт,який враховує форму зуба і який залежить від еквівалентного числа зубців z_v.

у шестерні , Y_F1=3,61;

у колеса , Y_F2=3,6.

2.4.16 Допустиме напруження по формулі:

, (2.55)

По /1 /, табл. 3. 9, с.44, для сталі 45 ГОСТ 1050-88, нормалізованої при твердості HB ≤ 350

(2.56)

для шестерні:

для колеса:

Коефіцієнт безпеки по /1/, табл. 3.9, с.44

(2.57)

де - [S_F]´= 1,0;

[SF]´´=1,75.

1·1,75=1,75.

2.4.17 Допустимі напруження:

для шестерні:

для колеса:

2.4.18 Знаходимо відношення:

, (2.58)

для шестерні

для колеса

Подальший розрахунок потрібно вести для зубів колеса, для котрого знайдене відношення менше.

2.4.19 Перевіряємо міцність зуба колеса за формулою (2.55):

Умова міцності виконана.