Задание к курсовому проекту

Задание №34.

Требуется спроектировать приводную станцию по схеме 812 с редуктором по схеме 23 при силе тяги 1,35 кН и скорости конвейера 1,25 м/с. Режим работы 2; ресурс 9000 часов.

Схема редуктора Т- прямозубая.

Эскиз приводной станции:

1. Кинематический расчет приводной станции

2. Подбор электродвигателя

Определим ширину и количество слоев транспортерной ленты

,где B-ширина и z- количество слоев транспортерной ленты выберем из таблицы:

B, мм	300	400	500	650	800	1000
z	3…4	3…5	3…6	3…7	4…8	5…10

В=300 мм, z=3

Диаметр барабана:

Принимаем D_Б=500 мм.

Момент на барабане:

T_Б=338 Hм.

Частота вращения барабана: об/мин.

Рассчитаем КПД приводной станции:

. ([1], Табл 1.1)

Рассчитаем требуемую мощность электродвигателя:

кВт.

Назначим передаточное число открытой передачи:

([1], Табл 1.2)

Рассчитаем передаточное число редуктора:

. ([1], Табл 1.2)

Рассчитаем частоту вращения ротора двигателя:

об/мин.

Выбираем асинхронный двигатель серии АИР:112M4/1432 ([1], Табл 24.9)

Асинхронная частота вращения вала электродвигателя об/мин.

Мощность электродвигателя кВт.

3. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Определим выходной момент на редукторе:

Определим передаточное число привода:

об/мин.

Определим передаточное число редуктора:

2. Проектный расчет редуктора

   1. Расчет допускаемых контактных напряжений колес 1 ступени

Для зубчатых колес 1 ступени редуктора выбираем материал сталь марки 40 Х и назначаем термообработку улучшение: ([2], Табл 8.8)

_В=850 МПа, _Т=550 МПа, твердость 230…260 НВ.

Расчет допускаемых контактных напряжений шестерни.

Твердость зубьев шестерни выбираем 250 НВ.

,где

([2], Табл. 8.9)

S_H=1.1 коэффициент безопасности ([2], Табл 8.9)

коэффициент долговечности ([2], стр. 167)

N_H0=10⁷ базовое число циклов ([2], стр. 170)

число циклов ([2], стр. 173)

коэффициент учета режима нагрузки ([2], Табл. 8.10)

суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи ([2], стр. 173)

t=9000 ч. ресурс передачи

частота вращения вала

с=1 число зацеплений зуба за один оборот колеса ([2], стр. 170)

, принимаем К_HL1 =1

МПа

Расчет допускаемых контактных напряжений колеса.

Твердость зубьев шестерни выбираем 230 НВ.

К_HL2 =1 т. к. не известны обороты промежуточного вала редуктора

МПа

Расчет допускаемых контактных напряжений 1 ступени

Выбираем наименьшее из допускаемых контактных напряжений:

МПа

2. Расчет допускаемых контактных напряжений колес 2 ступени

Для зубчатых колес 2 ступени редуктора выбираем материал сталь марки 35 ХМ и назначаем термообработку закалка ТВЧ: ([2], Табл 8.8)

_В=1600 МПа, _Т=1400 МПа, твердость 45…53 НRC.

Расчет допускаемых контактных напряжений шестерни.

Твердость зубьев шестерни выбираем 50 НRC.

S_H=1.2 коэффициент безопасности ([2], Табл 8.9)

([2], Табл 8.9)

К_HL3 =1 т. к. не известны обороты промежуточного вала редуктора

МПа

Расчет допускаемых контактных напряжений шестерни.

Твердость зубьев шестерни выбираем 50 НRC.

n=n_Б=47 об/мин

МПа

Расчет допускаемых контактных напряжений 2 ступени

Выбираем наименьшее из допускаемых контактных напряжений:

МПа

3. Геометрический расчет редуктора

Относительная ширина цилиндрического колеса:

Принимаем 0,35

Относительная ширина конического колеса:

Принимаем 0,28

Эквивалентное время работы

ч.

Подставив необходимые величины в программу ATTILA получим следующие 5 вариантов параметров редуктора:

Из предложенных 5 вариантов выбираем вариант №1:

([2], стр. 296)

Проверка правильности расположения колес редуктора:

122,5<125 т. е. условие выполняется.

Наименьшие габариты:

Наименьшее расхождение диаметров колес:

1. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

об/мин

об/мин

об/мин

2. Определение диаметров валов

([2], стр. 296)

4. Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

   1. Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям

Уточним допускаемые контактные напряжения колес 2 ступени:

, принимаем К_HL3 =1

МПа

Расчет допускаемых контактных напряжений 2 ступени

Выбираем наименьшее из допускаемых контактных напряжений:

МПа

Рассчитаем контактные напряжения колес 2 ступени.

,где ([2], стр. 134)

Т₃=65 Нм

и=5,67

d_w3=37.5 мм см. распечатку ATTILA

в_w=44 мм

Е_пр=2,110⁵ МПа

=20 угол зацепления ([2], стр. 116)

коэффициент расчетной нагрузки ([2], стр. 127)

Принимаем степень точности 8 ([2], Табл. 8.2)

K_HV=1.03 ([2], Табл 8.3)

Определим относительную ширину колеса

кривая 4 рис 8.15 , правый верхний график ([2], стр. 130)

К_Н=1,031,23=1,267

МПа

Условие выполняется.

Расхождение меньше 4%, поэтому корректировка ширины колес не требуется.

2. Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по напряжениям изгиба

Расчет допускаемых напряжений изгиба шестерни

,где ([2], стр. 173)

S_F=1.75 ([2], Табл. 8.9)

K_FC=1 т. к. передача не реверсивная ([2], стр. 174)

коэффициент долговечности ([2], стр. 174)

N_F0 =410⁶ для всех сталей ([2], стр. 174)

K_FE=0.1 ([2], Табл. 8.10)

, принимаем K_FL=1

Расчет допускаемых напряжений изгиба колеса

K_FE=0.1 ([2], Табл. 8.10)

Z_V3=Z₃=15 эквивалентное число зубьев шестерни

Z_V4=Z₄=85 эквивалентное число зубьев колеса см. распечатку ATTILA

Y_F3=4.45

Y_F4=3.74 коэффициент формы зуба ([2], стр. 140)

расчет ведем по наименьшему значению т. е. по шестерне

, где ([2], стр. 140)

в_w=44

т=2,5 см. распечатку ATTILA

коэффициент расчетной нагрузки ([2], стр. 127)

K_FV=1.04 ([2], Табл. 8.3)

_bd=1.168 (см выше)

K_F=1.36 кривая 4 рис 8.15 , правый нижний график ([2], стр. 130)

К_F=1,361,04=1,4144

5. Конструирование валов редуктора и выбор подшипников

   1. Расчет шпоночных соединений