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

2.1 Кінематична схема приводу (Рис. 1)

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

6. 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

1. Потужність на барабані транспортера Р_б, кВт

Р_б = F_· ; (1)

Р_б =

1.2 Загальний коефіцієнт корисної дії привода η,

η = η_{п ·} η_{з ·} η_{м ·} η³_пп ; (2)

де а) η_п – ККД пасової передачі, η_п = 0,95 [1., с.41];

б) η_з – ККД зубчатої передачі, η_з = 0,96 [1., с.40];

в) η_м – ККД муфти, η_м = 0,98 [1., с.41];

г) η_пп – ККД пари підшипників котіння, η_пп = 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 n_б, ^об/_хв

; (5)

1.6 Оптимальне передаточне відношення привода u ;

u^' = u_п^' · u_з^' ; (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^' ·n_б ; (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 u_з, приймаємо и_з= 2,8;

б) передаточне відношення пасової передачі u_п

; (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 = · u_п · η_п · η_пп ; (13)

Т₁ =

в) тихохідний вал редуктора Т₂, Н·м

Т₂ =Т_{1 ·} u_{3 ·} η_{3 ·} η_пп ; (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 НВ_{1 ср} – НВ_{2 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, D_пред = 125мм; для колеса твердість 269...302 НВ₂ , термообробка – поліпшення, S_пред = 80мм.

в) середня твердість зубів шестерні і колеса

;

За графіком [1., рис.3.1, с. 48] знаходимо НВ_{1 ср} = 457.

2.1.2 Допустимі контактні напруження для зубів шестерні [σ]_н1 і [σ]_н2, МПа.

а) Коефіцієнт довговічності К_НL.

– кількість циклів навантаження за весь строк служби:

для колеса

N₂=573ω₂L_h; (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 N_но , яке відповідає межі витривалості за табл. 3.3 [1., с. 51].

N_но1 = 69,9 ·10⁶;

N_но2 = 22,5 · 10⁶

– так як N₁ > N_но1, N₂ > N_но2, тоді коефіцієнти довговічності К_НL1 = 1, а К_НL2 = 1 [1., с. 51].

б) за табл. 3.1 [1., с. 49] визначимо допустиме контактне напруження, яке відповідає числу циклів зміни напружень N_но, МПа

для шестерні

[σ]_но1 = 14 HRC э_ср+170 ; (17)

[σ]_но1 = 14 · 47,5 + 170 = 835 МПа;

– для колеса

[σ]_но2 = 18 НВ_2ср+ 67; (18)

[σ]_но2 = 18 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа

– так як НВ_1ср – НВ_2ср = 457 – 285,5 = 171,5 > 70 і НВ_2ср = 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 К_LF,

– 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 N_FO = 4 · 10⁶ [1.,с.52] для обох коліс.

– так як N₁ > N_FO1 , а N₂ > N_FO2 , тоді коефіцієнт довговічності К_LF1 = К_LF2 = 1.

б) за табл.3.1 [1.,с.49] визначимо допустиме напруження згину, яке відповідає числу зміни напружень N_FO:

– для шестерні [σ]_FO1 = 310 МПа;

– для колеса [σ]_FO2 = 1,03 НВ_2ср, (20)

[σ]_FO2 = 1,03 · 285,5 = 294 МПа

в) допустиме напруження згину [σ]_F, МПа

для шестерні [σ]_F1 = К_FL · [σ]_FO1, (21)

[σ]_F1 = 1 · 310 =310 МПа;

– для колеса [σ]_F2 = К_FL2 · [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.