Редуктор цилиндрический прямозубый с горизонтальным расположением валов привода ленточного транспортера

 

Министерство образования и науки Российской Федерации

Национальный минерально-сырьевой университет «Горный»

Филиал горного университета «Хибинский технический колледж»

 

 

Форма обучения                   очная

Специальность                      140613

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

 

ПО  ДИСЦИПЛИНЕ:  Техническая механика

 

НА ТЕМУ: Редуктор цилиндрический прямозубый с горизонтальным расположением валов привода ленточного транспортера

 

 

 

 

 

Студента                                     

Руководитель проекта               

 

 

Кировск

2012

ЗАДАНИЕ:

Для привода ленточного транспортера рассчитать и спроектировать редуктор со стандартными параметрами.

Исходные данные:

1. Тип редуктора: цилиндрический косозубый;
2. Мощность на ведущем валу редуктора Р = 2,6 кВт;
3. Частота вращения ведущего вала: n = 100 об/мин
4. Передаточное число: u = 2,5;

Режим нагрузки постоянный. Редуктор предназначен для длительной работы. Передача нереверсивная.

Вариант 7. Рисунок 7.

Элементы обозначенные на рисунке:

1. Ведущий шкив;
2. Ведомый шкив клиноремённой передачи;
3. Шестерня;
4. Зубчатое колесо цилиндрической косозубой передачи;
5. Муфта;
6. Электродвигатель.

 

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

      ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………….5

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода……6
2. Расчет зубчатой передачи редуктора……………………………………….10
3. Проектный расчёт валов редуктора и подбор подшипников……………...18
4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора……...21
5. Проверочный расчёт валов редуктора………………………………………27
6. Подбор и расчёт шпоночных соединений…………………………………..30
7. Проверочные расчёты долговечности подшипников……………………...34
8. Выбор муфты…………………………………………………………………36
9. Смазка зацепления и подшипников редуктора…………………………….37
10. Выбор посадок для установки деталей редуктора…………………………38
11. Сборка редуктора…………………………………………………………….39

ЗАКЛЮЧЕНИЕ…………………………..……………………………………...40

ЛИТЕРАТУРА…………………………………………………………………...41

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Проектируемый горизонтальный одноступенчатый редуктор с прямозубыми цилиндрическими колесами предназначен для передачи вращающего момента между двумя параллельными осями. Редуктор состоит из зубчатой передачи, смонтированной на валах с подшипниками качения в литом чугунном корпусе.

Данный тип редуктора используется в лебедках и экскаваторах Кировского рудника. ИжМашСтройКомплект производит линейку редукторов РМ по современным технологиям обработки зуба, которые способны увеличить срок службы редуктора в 2 и более раза - РМ-250, РМ-350, PM-400, РМ-500, Р650, РМ-750, РМ-850, PM-1000.

 
1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

Для выбора электродвигателя по каталогу необходимо знать требуемую

мощность Р'дв и частоту вращения выходного вала n'дв.

 

1. Определение общего к.п.д. привода

ηобщ = ηред∙ηрем∙ηпод2, (1) [10,c.291]

где ηред – к.п.д. редуктора;

ηрем – к.п.д. ременной передачи;

ηпод2 – к.п.д. подшипника.

Значения к.п.д. для передач разных типов приведены в табл. 1.1. [10,c.7]

Принимаем значения ηред = 0,96, ηрем = 0,95 и ηпод2 = 0,99 и по формуле (1) находим значение общего к.п.д. привода:

ηобщ = 0,96∙0,95∙0,99 = 0,89

 

2. Определение требуемой мощности электродвигателя

Р'дв = Рвых / ηобщ , (2) [4,c.16]

где Рвых – мощность на выходном валу привода, кВт;

ηобщ – общий к.п.д. привода.

Принимаем Рвых = 2,6 кВт из условия и ηобщ = 0,89 и считаем формулу (2):

Р'дв = 2,6 / 0,89 = 2,9 кВт

 

3. Определение требуемой частоты вращения

n'дв = nвых∙i'общ , (3) [4,c.17]

где nвых – частота вращения выходного вала привода, об/мин;

i'общ – рекомендуемое передаточное отношение привода.

i'общ = i'14 = i'12∙i'34 , (4) [4,c.17]

где i'12 – рекомендуемое передаточное отношение передачи 1-2;

i'34 – рекомендуемое передаточное отношение передачи 3-4.

Значение рекомендуемого передаточного отношения передач приведены в табл. 2.2. [4,c.17].

Принимая i'12 = 3 и i'34 = 2,5 из условия, подставляем значения в формулу (4):

i'общ = i'14 = 3∙2,5 = 7,5

Дальше для вычислений возьмем формулу:

nвых = (30∙ωвых)/π, (5) [4,c.17]

где ωвых – скорость вращения выходного вала, рад/с;

π – константа.

Принимая ωвых = 10,4 рад/с и π = 3,14, подставляем значения в формулу (5):

nвых = (30∙10,4)/3,14 = 99,3 об/мин

Теперь вычисленные значения nвых = 99,3 об/мин и i'общ = 7,5 подставляем в формулу (3):

n'дв = 95,5∙7,5 = 745,2 об/мин

Согласно табл. П1 [10,c. 392] выбираю электродвигатель 4А112МА8 по ГОСТ 19523-81. Рдв = 3 кВт; nдв = 750 об/мин.

 

 

4. Уточнение передаточного отношения передач

Уточненное общее передаточное отношение:

iобщ = i14 = nдв / nвых , (6) [4,c.19]

где nдв – частота вращения привода, об/мин;

nвых – частота вращения выходного вала привода, об/мин.

Принимая nдв = 750 об/мин и nвых = 95,5 об/мин, подставляем в формулу (6):

iобщ = i14 = 750 / 716,3 = 7,8

Учитывая, что:

i14 = i12∙i34;

выражаем i34:

i34 = i14 / i12 , (7) [4,c.19]

где i14 – уточнённое общее передаточное отношение привода;

i12  – передаточное отношение передачи 1-2.

Принимая i14 = 7,8 и i12  = 3, подставляем в формулу (7):

i34 = 7,8/3 = 2,6

По рекомендация [4,c.19] принимаем i34 = 2,5

 

5. Кинематический и силовой расчёт
1. Мощность на валах
1. Мощность на входном валу 1

Р1 = Р'дв = 2,9 кВт [4,c.19]

 

1.5.1.2 Мощность на промежуточном валу 2-3

Р23 = Р1∙η12∙ηпод , (8) [4,c.19]

где Р1 – мощность на входном валу 1, кВт;

η12 – к.п.д. передачи 1-2;

ηпод  – к.п.д. подшипника.

Принимаем Р1 = 2,9 кВт, η12 = 0,95 и ηпод  = 0,99 и подставляем в формулу (8):

Р23 = 2,9∙0,95∙0,99 = 2,7 кВт

 

1.5.1.3 Мощность на выходном валу 4

Р4 = Р23∙η34∙ηпод , (9) [4,c.19]

где Р23 – мощность на промежуточном валу 2-3, кВт;

η34 – к.п.д. передачи 3-4;

ηпод  – к.п.д. подшипника.

Принимаем Р23 = 2,7 кВт, η34 = 0,96 и ηпод  = 0,99 и подставляем в формулу (9):

Р4 = 2,7∙0,96∙0,99 = 2,6 кВт

Проверка: по рекомендациям [4,c.19] Р4 = Рвых; 2,6 кВт = 2,6 кВт

 

1.5.2 Частота вращения валов

1.5.2.1 Частота вращения входного вала 1

n1 = nвых = 750 об/мин [4,c.19]

 

 

 

1.5.2.2 Частота вращения промежуточного вала 2-3

n23 = n1 / i12 , (10) [4,c.19]

где n1 – частота вращения входного вала 1, об/мин;

i12  – передаточное отношение передачи 1-2.

Принимаем n1 = 750 об/мин и i12  = 3 и находим формулу (10):

n23 = 750/ 3 = 250 об/мин

 

1.5.2.3 Частота вращения выходного вала 4

n4 = n23 / i34 , (11) [4,c.19]

где n23 – частота вращения промежуточного вала 2-3, об/мин;

i34  – передаточное отношение передачи 3-4.

Принимаем n23 = 250 об/мин и i34  = 2,5 и находим формулу (11):

n23 = 250/ 2,5 = 100 об/мин

 

1.5.3 Скорость вращения валов

1.5.3.1 Скорость вращения входного вала 1

ω1 = (π∙ n1)/30, (12) [4,c.19]

где n1 – частота вращения входного вала 1, об/мин;

π – константа.

Принимаем n1 = 750 об/мин и π = 3,14 и находим формулу (12):

ω1 = (3,14∙ 750)/30 = 78,5 рад/с

 

1.5.3.2 Скорость вращения промежуточного вала 2-3

ω23 = (π∙ n23)/30, (13) [4,c.19]

где n23 – частота вращения промежуточного вала 2-3, об/мин;

π – константа.

Принимаем n23 = 250 об/мин и π = 3,14 и находим формулу (13):

ω23 = (3,14∙ 250)/30 = 26,2 рад/с

 

1.5.3.3 Скорость вращения выходного вала 4

ω4 = (π∙ n4)/30, (14) [4,c.19]

где n4 – частота вращения выходного вала 4, об/мин;

π – константа.

Принимаем n4 = 100 об/мин и π = 3,14 и находим формулу (14):

ω4 = (3,14∙ 100)/30 = 10,5 рад/с

Проверка: ω4 = ωвых [4,c.19]

ωвых = nвых / 9,55, (15) [10,c.7]

где nвых - частота вращения по условию, об/мин.

Принимая nвых = 100 об/мин, находим формулу (15):

ωвых = 100 / 9,55 = 10,5 рад/с

Следовательно: ω4 = ωвых , так как 10,5 рад/с = 10,5 рад/с

 

 

 

 

1.5.4 Вращающие моменты на валах

1.5.4.1 Вращающий момент на входном валу 1

Т1 = (Р1∙103)/ω1, (16) [4,c.20]

где Р1 – мощность на входном валу 1, кВт;

ω1 – скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р1 = 2,9 кВт и ω1 = 78,5 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т1 = (2,9∙103)/78,5 = 36,9 Н∙м

 

1.5.4.2 Вращающий момент на промежуточном валу 2-3

Т23 = (Р23∙103)/ω23, (17) [4,c.20]

где Р23 – мощность на промежуточном валу 2-3, кВт;

ω23 – скорость вращения промежуточного вала, рад/с.

Принимая Р23 = 2,7 кВт и ω23 = 26,2 рад/с, подставляем в формулу (17):

Т1 = (2,7∙103)/ 26,2 = 103 Н∙м

 

1.5.4.3 Вращающийся момент на выходном валу 4

Т4 = (Р4∙103)/ω4, (18) [4,c.20]

где Р4 – мощность на выходном валу 4, кВт;

ω4 – скорость вращения выходного вала, рад/с.

Принимая Р4 = 2,6 кВт и ω4 = 10,5 рад/с, подставляем в формулу (18):

Т4 = (2,6∙103)/10,5 = 247,6 Н∙м

Проверка: Т4 = Твых [4,c.20]

Твых = Рвых / ωвых , (19) [4,c.20]

где Рвых – мощность на выходе, кВт;

ωвых – скорость вращения выходе, рад/с.

Принимая Рвых = 2,6 кВт и ωвых = 10,5 рад/с, подставляем в формулу (19):

Твых = (2,6∙103)/10,5 = 247,6 Н∙м

Следовательно: Т4 = Твых, так как 247,6 Н∙м = 247,6 Н∙м

 

Таблица 1 - Итоги результатов кинематических и силовых расчётов

Вал	Передаточное отношение	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Скорость вращения ω, рад/сек	Вращ. момент Т, Н·м
1	i12=2,5	2,9	750	78,5	36,9
2-3		2,7	250	26,2	103
	i34=3
4		2,6	100	10,5	247,6

 

 

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

Рисунок 1 – Схема зубчатой передачи

 

2.1 Выбор материала

Для колеса выбираю сталь марки 40; термообработка улучшение; НВ = 200

Для шестерни выбираю сталь марки 40; термообработка улучшение; НВ = 220

Данные взяты согласно табл. 2.5. [4, с. 22]

 

2. Определение допускаемых контактных напряжений

[σН] = (0,9∙σНlimb∙КНL)/SН , (20) ГОСТ 21354-87 [4, с. 23]

где σНlimb - предел контактной выносливости поверхности зубьев,

соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений (длительному

сроку эксплуатации), МПа;

КНL - коэффициент долговечности;

SН – коэффициент безопасности.

При неограниченно длительном сроке службы редуктора, что соответствует заданию, следует принимать: КН3 = КН4 = 1[1,2,3]; согласно табл.2.7. [4, с. 24]:

 σНlimb = 2∙ННВ+70, (21)

где ННВ – твердость выбранного материала, НВ.

Принимая для шестерни ННВ3 = 220 и для колеса ННВ4 = 200, находим контактные пределы для шестерни и колеса соответственно по формуле (21):

σНlim3 = 2∙220+70 = 510 МПа

σНlim4 = 2∙200+70 = 470 МПа;

SН = 1,1 для колес с однородной структурой [4, с. 24]

Теперь вычисляем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле (20):

[σН]3 = (0,9∙510∙1)/1,1 = 417,3 МПа

[σН]4 = (0,9∙470∙1)/1,1 = 384,5 МПа

В качестве расчетного значения допускаемого контактного напряжения

[σН]34 для прямозубых передач принимают меньшее из двух [σН]3 и[σН]4,

обычно принимают [σН]34 = [σН]4 = 384,5 МПа по рекомендациям [1,2,3]

 

3. Определение допускаемых изгибных напряжений

[σF] = (σFlimb∙КFL)/SF , (22) [4, с. 25]

где σFlimb - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений (длительному сроку эксплуатации);

КFL - коэффициент долговечности;

SF – коэффициент безопасности.

При неограниченно длительном ресурсе передачи следует принимать КFL3 = КFL4 = 1 [1,2,3]; согласно табл.2.8. [4, с. 25]:

σFlimb = 1,8∙НB, (23)

где НB – твердость выбранного материала, НВ;

Принимая для шестерни НВ3 = 220 и для колеса НВ4 = 200, находим изгибные пределы для шестерни и колеса соответственно по формуле (23):

σFlim3 = 1,8∙220 = 396 МПа;

σFlim4 = 1,8∙200 = 360 МПа;

SF = 1,1 согласно табл.2.8. [4, с. 25]

Теперь вычисляем допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса по формуле (22):

[σF]3 = (396∙1)/1,75 = 226,3 МПа

[σF]4 = (360∙1)/1,75 = 205,7 МПа

 

4. Проектный расчет зубчатой передачи редуктора
1. Определение межосевого расстояния