Курсовой проект «Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора»

Приазовский государственный технический Университет

Кафедра ПГТУ и ТМ

Курсовой проект
«Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора»
Выполнил Сопко И.И.
Проверил

г. Мариуполь

2006 г

3 Реферат Курсовой проект содержит 38 стр., 4 рис., 5 табл., 1 приложение, 6 ис- точников. Объект – привод ленточного транспортера с одноступенчатым цилинд- рическим косозубым редуктором. Цель – спроектировать привод ленточного транспортера с одноступен- чатым цилиндрическим косозубым редуктором. Развить ощущения пропор- ции и получить конструкторские навыки, и опыт в решении комплексных инженерных заданий. Изучить влияния технологии изготовления деталей на их конструкцию и метод расчета, а также ознакомиться с методикой исполь- зования технической литературы. В работе приведены прочностные расчеты зубчатой передачи, валов, шпонок. Рассчитана долговечность подшипников и конструкторские элемен- ты корпуса редуктора. Приведен кинематический расчет привода. Подобран материал шестерни, колеса и валов, а также подобран материал смазки при- водных устройств. ПРИВОД, ТРАНСПОРТЕР, КОЛЕСО, ШЕСТЕРНЯ, ВАЛ, ПОДШИП- НИК, СМАЗКА, ШПОНКА, КОРПУС, МУФТА, УПЛОТНИТЕЛЬ, МО- ДУЛЬ, КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Разраб.

Сопко И.И.

Пояснительная записка

Лит.

Лист

Листов

Провер.

3

38

Реценз.

ПГТУ, гр. З-ММС-04

Н. Контр.

Утверд.

4 Содержание Введение 5 Кинематический расчет привода 6 Расчет клиноременной передачи 8 Проектный расчет редуктора 12 Выбор материалов шестерни и колеса, расчет допускаемых напряжений 12 Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления 13 Расчет конструктивных элементов шестерни и колеса 15 Проверочный расчет зубчатой передачи редуктора по контактным напряжениям и напряжениям изгиба 16 Проектный расчет валов редуктора 19 Выбор подшипников, шпонок, уплотнений 21 Разработка компоновочного эскиза редуктора 22 Проверочный расчет ведомого вала редуктора 24 Расчет долговечности подшипников 28 Выбор и расчет муфты 30 Выбор смазки и смазочных устройств 31 Список использованной литературы 32 Приложение 33

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Разраб.

Сопко И.И.

Пояснительная записка

Лит.

Лист

Листов

Провер.

4

38

Реценз.

ПГТУ, гр. З-ММС-04

Н. Контр.

Утверд.

Введение

При создании приводов различных механизмов в условиях современ- ной промышленности часто возникает необходимость изменения скорости вращения элементов трансмиссионных узлов и передаваемых ими крутящих моментов. Для этих целей служат специальные устройства – редукторы, ва- риаторы, мультипликаторы и т.д.
Основная функция редукторов – увеличение крутящего момента на вы- ходном валу по сравнению с крутящим моментом на входном валу, и в то же время – уменьшение частоты вращения выходного вала по сравнению с входным.
Это обуславливает их высокую применяемость при проектировании машин непрерывного транспорта (конвейеров), поскольку от данной группы механизмов требуется не только обеспечение заданной скорости движения грузонесущего органа, но и создание значительного тягового усилия, что без редукторов представляется практически невозможным.

1. Кинематический расчет привода

По табл. 1.1 ([1, с. 5]) коэффициент полезного действия пары цилинд-

рических зубчатых колес
₁  0,98 , коэффициент, учитывающий потери па-

ры подшипников качения
₂  0,99 , КПД клиноременной передачи

  0,95 , коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного бараба-
3
на   0,99 .
4
Общий КПД привода

  ₁  ₂  ₃  ₄
 0,98  0,99²  0,99  0,95  0,99  0,9 .

Мощность на валу барабана


Р₃  8 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

^РТР

Угловая скорость барабана

 ^Р3 

8


0,9

8,9 кВт.

Частота вращения барабана
ω_З = 6,9 рад/с.

_{n } 30  _З Б _
 30  6,9 _{ 66}
3,14

об/мин.

По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности
Р_ТР  8,9
кВт выбираем

электродвигатель трехфазный асинхронный с короткозамкнутым ротором се- рии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения ротора 1000 об/мин 4А160S6У3 с мощностью
Р_ДВ  11 кВт

и скольжением

S  2,7% .

Номинальная частота вращения ротора

n_ДВ  1000  27  973 об/мин,

угловая скорость
^ДВ

   n _ДВ

30

 ^{3,14  973}  101,8 рад/с.

30

Передаточное отношение
_{U } ^ДВ
_Б

 ^101,8  14,8.

6,9

Намечаем для редуктора
редачи

21. 
    _РЕД  5 ,
    

тогда для клиноременной пе-

U_Р 
U ^U РЕД
 ^14,8  2,95.
5

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора (см.
рис. 1.1, вал (В))

Р

2
Т  ²

8 10³

 
1158,08 Нм,
2,2  

Т₁ 
Т ₂
^U РЕД
_ 1158,08 _{ 231,6}
5
Нм.

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

Вал А	n ДВ  973 об/мин	Р  ДВ  101,8 рад/с
Вал В	n1  330 об/мин	1  34,5 рад/с
Вал С	n2  n Б  64 об/мин	З  Б  6,9 рад/с

Таблица 1.1 - Частоты вращения и угловых скоростей валов

1. 
   Расчет клиноременной передачи Исходными данными являются:
   

• 
  Р_ТР  8,9 кВт;
  
• 
  n_ДВ  973 об/мин;
  

– U_Р  2,95;

• 
  скольжение ремня ε = 0,015.
  

По номограмме рис. 7.3 [1, с. 134], в зависимости от частоты вращения

меньшего шкива
n₁ (в нашем случае
n₁  n_ДВ  973
об/мин, см. вал (А) рис.

1.1) и передаваемой мощности ремня (Б).
Вращающий момент
Р Р_ТР 8,9 кВт принимаем сечение клинового

T  ^P
дв

(1.1)

где
_дв  101.8 окружная скорость двигателя

1110³
T 
101.8
 108 10³

Н мм.

Диаметр меньшего шкива определяем по формуле [1, с.130]:

d₁  (3...4) 
 (3...4) 
 143...190.5

Согласно табл. 7.8 [1, с. 132] с учетом того, что диаметр шкива для

ремней сечения Б не должен быть менее 125мм принимаем
Диаметр большего шкива [1, с. 120]:
d₁  180 мм.

d₂  U_p  d₁  (1  )  2.95 180  (1  0.015)  523мм Принимаем d₂  560 мм из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 Уточняем передаточное отношение по формуле:

U_p 
d₂
d₁  (1  )
_ 560
180  (1  0.015)
 3.16

При этом угловая скорость ведущего вала (В) будет:

в
_{ } ^дв
U_p
 101.8 _{ 36}
3.16

рад/с

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, составило:

^{34.5  36} 100%  4% ,
34.5
что больше допустимого.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов
d₁  180 мм, d₂  500 мм.

Межосевое расстояние a_p
следует принять в интервале [1, с. 130]:

a_min  0.55  (d₁  d₂ )  T₀  0.55  (180  500)  384.5мм; a_max  d₁  d₂  180  500  680мм.

Принимаем предварительно близкое значение Расчетная длина ремня по формуле [1, с.121]:

a_p  500 мм

Ближайшее значение по ГОСТ 12841-80
L  2240 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния a_p
с учетом стандартной

длины ремня
где
L по формуле [1, с. 121]:
a_p  0.25  (L  W) 
(L  W)²  2  y, (1.2)

тогда
W  0.5    (d₁  d₂ )  0.5  3.14  680  1067.6 мм;
y  (d₂  d₁ )²  (500 180)²  102400 мм,

a_p  0.25  (2240  1067.6)  (2240  1067.6)²  2 102400  535мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьше-

ния межосевого расстояния на
0.01 L  0.01 2240  22.4 мм для обеспечения

надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на
0.025  L  0.025  2240  56 мм для увеличения натяжения ремней. Угол обхвата меньшего шкива по формуле

1
  180  57  ^{d2  d1}
a_p
 180  57  ^{500  180}  146⁰
535

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня выбираем по табл.

7.9 [1, с. 136]:
– для привода к ленточному конвейеру при односменной работе
C_p  1.0

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при
135] ( C_  0.9 )
  146⁰
[1, с.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передачи [1, с. 135], предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, принимаем C_z  0.95 .
Число ремней в передаче определяем по формуле [1, с. 135]:

_{z } P  C_p
P₀  C_L  C_  C_z

, (1.3)

где P₀
- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт

( P₀  3.9 кВт для ремня (Б) при длине
L  2240 мм, работе на шкиве

d₁  180 мм и U_p  3 ; то, что в нашем случае ремень имеет другую длину
L  2800 мм, учитывается коэффициентом C_L ).

Принимаем

z  3 .
_{z } 111
3.90 1.05  0.90  0.95

 3.1

Натяжение ветви клинового ремня определяем по формуле [1, с. 136]:

_{F } 850  P  C_p  C_L
⁰ z    C_

   ² , (1.4)

где
  0.5  _дв  d₁  0.5 101.8 180 10^3  9.2 м/с – скорость передачи;

 – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил для ремня
Н  с²

сечения (Б) (   0.18

Ширина шкивов

).
_м2
F  ^{850 1111,05}  0,1 9,2²  404 Н
⁰ 3  9,2  0,90
B_ш определяем по формуле [1, с. 136], принимаем шаг

резьбы
e  19 , f  12.5:
B_ш  (z  1)  e  2  f

 (3  1) 19  2 12.5  63мм.