kursak_dm_zapiska
.docx
Міністерствоосвіти
і науки України
Луцькийнаціональнийтехнічнийуніверситет
Кафедра ТММ та ОЛК
Шифр 053-13
Проектування приводу стрічкового конвеєра з співвісним циліндричним косозубо-прямозубим двоступінчастим редуктором
Пояснювальна записка до курсового проекту
з дисципліни: “Деталі машин”
Тема 3 Варіант2
Студент Коляда О.І
Керівник МартинюкВ. Л.
Рис. 1. Схема привода та її короткий опис.
Привід складається з електродвигуна 1, вал який за допомогою муфти 2 з’єднаний з швидкохідним валом 6 циліндричного косозубо-прямозубого редуктора 3. Редуктор 3 – двоступінчастий; швидкохідна ступінь 7 – циліндрична косозуба; тихохідна ступінь 8 – циліндрична прямозуба зубчата передача. Редуктор 3 виконано з трьома валами: швидкохідним 6, проміжним 9 і тихохідним 10. Тихохідний вал 10 за допомогою компенсаційної муфти 4 з’єднаний з валом приводного барабана 5 стрічкового конвеєра.
Вихідні дані:
B-ширина стрічки, мм (B = 400)
Ft– колова сила (тягове зусилля), кН (Ft= 4,0)
V- швидкість руху стрічки, м/с2 (V=0,65)
D– діаметр барабана, мм (D=250)
Lh– довговічність роботи привода, тис.год (Lh=25 )
R = R2– режим роботи,
Розділ 1
Кінематичний
та силовий розрахунок привода
Розрахунок привода стрічкового конвеєра починається з підбору двигуна . Для цього обчислюємо тотужність на виході:
v,
-потужність
на виході
де
- колова сила , тягове зусилля,
– швидкість
руху стрічки.
кВт
Необхідна потужність електро – двигуна
,
де
- потужність привода на виході,
– коефіцієнт
корисної дії привода.
=
,
де
- коефіцієнт корисної дії редуктора,
,
– ККД з’єднувальних муфт
,
- ККД барабана що дорівнює ККД вальниць
(підшипників) Приймаємо що
,
= 0,98 ,а
= 0,99.
Визначаємо
:
=
,
де
– ККД першої конічної
передачі,
– ККД
другої циліндричної
передачі
= 0,96,
= 0,98;
=
0,97*0,97=0,94
=
= 0,89;
Тоді
2,92
кВт.
Необхідна частота обертання двигуна:
-необхідна
частота обертання вала
-частота
обертання на виході
-загальне
передаточне число
=
,
де v – швидкість руху стрічки,
D
діаметр барабана.
=
=
=49,68об/хв.
Обчислюємо
загальне передатне відношенняредуктора.
=
,
де
– передатні відношення швидкохідної
і тихохідної ступені.
=3,55….6,3;
=2,5…5;
Тоді
=8,875….31,5;
Тоді
необхідна частота обертання двигуна
буде рівна:
=49,68(8,875*31,5)=440,9…1564,92;
За
даними
і
Вибираємо
двигун серії : 4А112МВ6У3/950
Загальне передатне відношення редуктора:
=
=
=19,12
Розбиваємо загальне передатне відношення по ступенях.
Рекомендоване значення тихохідного ступеня:
=
-загальне
передаточне відношення тихохідного
ступеня
=0,95
=4,5
=
-загальне
передаточне відношення швидкохідного
ступеня
-загальне
передаточне відношення тихохідного
ступеня
-передатне
відношення редуктора
=
=4,6
За
стандартним рядом передатних відношень
вибираємо найближче значення для
Приймаємо
значення для
=4,5
=
=
=4,25
Визначаємо частоти обертання валів:
об/хв;
-частота
обертання швидкохідного вала;
=
=
=211,1об
⁄ хв.
=
-частота
обертання проміжного вала
=
=49,67об
⁄ хв.
-частота
обертання тихохідного вала
Визначенняобертальних моментів на валах:
Обертальний
момент на вихідному валу:
=
=
=500Нм.
Обертальний момент на тихохідному валу:
=
=
=515,36Нм.
Обертальний момент на проміжному валу:
=
=
= 121,26Нм.
Обертальний момент на швидкохідному валу:
=
=
= 27,78Нм
Розділ
2 
Розрахунок зубчастих передач косозубо-прямозубого циліндричного двоступінчатого редуктора.
Оскільки ми проектуємо двоступінчастий співвісний редуктор, в якому
,
то починаємо розрахунок з тихохідного
ступеня редуктора, бо міжвісеву відстані
швидкохідної передачі приймаємо такою
, яка будев тихохідної передачі.
Дано:
-
Режим навантаження 2
-
Коєфіцієнт перевантаження К = 2,2
-
Потрібний ресурс Lh = 25000 год
-
Умова мащення- редуктор в корпусі
Назначаємо марку сталей
Для швидкохідної передачі: шестерня та колесо зі сталі 40Х ГОСТ4543;
Для тихохідної передачі : шестерня – сталь 40 Х ГОСТ4543, колесо- сталь 45 ГОСТ 1050
Назначаємо термообробку
Шестерня- обємне гартування до твердості 45..... 50 HRCe;
Коліс – поліпшення до твердості 235...262 HB
Твердість серцевини:
шестерень
–
коліс
–
Середня
твердість шестерень:
=
47,5
HR
= 450 НВ;
середня
твердість коліс: колеса -
=
= 248,5 НВ;
Границі
плинності матеріалів коліс:
2.1.Розрахунок тихохідногоступеня редуктора
(прямозубої
передачі)
Попереднє
значення міжвісевої відстані тихохідної
передачі:
=
·(
)
К – коєфіцієнт
-тихохідна
ступінь передаточного числа
-
обертовий момент на проміжному валі
=8(4,25+1)
=128,3мм
=125
(за першим рядом)
Для остаточного визначення міжвісевої відстані тихохідного ступеня визначаємо допустимі контактні наприги за залежністю:
=
·
/
;
Де
-гранична
контактна витривалістьв Мпа, взалежністю
від матеріалу зубчастого колеса і
середньої твердості поверхонь зубців
=
47,5
а
= 248,5 НВ
-коєфіцієнт
, що враховує вплив на конструктивну
витривалість довговічності, шорсткості
спряжених поверхоньзубців.
-коєфіцієнт
запасу міцності
Приймаємо
=1,1 для нормалізованих покращених і
загартованих коліс.
=
907,5 · 0,9/1,1 = 742,5 МПа;
=
567 · 1,26/1,1 = 649,5 МПа;
=
;
=
= 0,9;
=
= 0,9;
=
;
=
·
;
-коєфіцієнт
довговічності;
-число
циклів, що відповідає перелому кривої
витривалості
=
60 ·
·
· Lh;
=
;
Для шестерні тихохідного ступеня:
=
91,1 ·
циклів;
=
60 · 169,6 · 1 · 25000 = 254,4 ·
циклів;
Для колеса тихохідного ступеня:
=
15,3
·
циклів;
=
60 · 47,7 ·1· 25000 = 71,6 ·
циклів;
=0,250(режим
навантаження 2)
Тоді:
=
254,4 ·
· 0,25 = 63,6 ·
циклів;
=
71,6 ·
· 0,25 = 17,9 ·
циклів;
=
=
=1,04
·
циклів;
=
=
=0,98
·
циклів;
Колова швидкість :
V
= 2·П
·
/(60·
(
1))
V=2·П·125·169,6/
(60·
·(4,25+1)=1065/315000=0,003м/c
Приймаємо
9 ступінь тосночті передачі.Тоді
=
=1
Допустима напруга для прямозубої тихоходної передачі приймаємо остаточно :
=
= 643,9
МПа;
Міжвісева відстань:
=
·(
)
= 450
·(4,25
+ 1)
=
= 191,8мм
=0,4
=
·
·
·
=1;
-коефіцієнт
динамічної навантаги
=1;
=1,3;
=1,24;
Тоді
:
=1·1·1,3·1,24=1,612
Ширина зубчастих коліс:
=
= 0,4
·
200
= 80;
=
+ 4=84;
Приймаємо
= 80 мм;
= 84 мм;
Модуль зубчастих коліс:
m
≥
; =
= 0,67 мм;
=
(для
прямозубої передачі)
=
= 1,612
=
1,35 · 248,5 +100 = 435,5 МПа;
=
/
= 151/1,2
= 1,26;
=
1,2
=
,
де
= 6;
=
·
= 0,013
· 71,6 ·
= 0,93 ·
;
=0,013
=
= 1.2
=
·
/
= 435,5 ·
1,26/1,7
= 322,8
МПа;
=
1,2;
= 1,7;
Підставивши значення отримаємо:
=
= 0,67 мм;
У
звязку з необхідністю забезпечення
значного ресурсу роботи і збільшення
стійкості проти спрацювання приймаємо
=3
мм.
Число
зубців коліс:
=
2 ·
/m
= 2 · 160 · 200/3
=133,3;
Приймаємо
133зубці;
=
133/(4.25 + 1) = 25 ,приймаємо 25 зубців;
=133
– 325= 108 зубців;
Уточнюємо передатне число:
U = 108/25 =4,32;
=
· 100% = 1,6% < за допустиме відхилення 4%;
Геометричні параметри коліс:
=
· m = 25
· 3
= 75
мм;
=
108
·3=
324 мм;
=
+ 2m
= 75
+ 2·3
= 81
мм;
=
+ 2m
=
324 + 2·3 = 330 мм;
=
73
– 2,5 · 3 = 67,5 мм;
=
247
– 7,5 = 316,5 мм;
Перевірковий розрахунок на контактну витривалість:
=
(
)
·
;
Де
-9600(для
прямозубих коліс)
Підставивши числові значення одержимо:
=
(
)
·
=437,76 МПа<463,9МПа;
Відхилення становить:
·
100% = 5,8%
