Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание к курсовому проекту

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

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 Hм.

Частота вращения барабана:

об/мин.

Рассчитаем КПД приводной станции:

. ([1],

Рассчитаем требуемую мощность электродвигателя:

кВт.

Назначим передаточное число открытой передачи:

([1],

Рассчитаем передаточное число редуктора:

. ([1],

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.

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

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],

S_H=1.1 коэффициент безопасности

коэффициент долговечности ([2],

N_H0=10⁷ базовое число циклов ([2],

число циклов ([2],

коэффициент учета режима нагрузки ([2],

суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи ([2],

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

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],

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],

Проверка правильности расположения колес редуктора:

122,5<125 т. е. условие выполняется.

Наименьшие габариты:

Наименьшее расхождение диаметров колес:

Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

об/мин

об/мин

об/мин



Определение диаметров валов

([2],

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

редуктор приводная станция электродвигатель

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],

Т₃=65 Нм

и=5,67

d_w3=37.5 мм см. распечатку ATTILA

в_w=44 мм

Е_пр=2,110⁵ МПа

=20 угол зацепления ([2],

коэффициент расчетной нагрузки ([2],

Принимаем степень точности 8 ([2],

K_HV=1.03 ([2],

Определим относительную ширину колеса

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

К_Н=1,031,23=1,267

МПа

Условие выполняется.

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

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 =410⁶ 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=1,361,04=1,4144

5 Конструирование валов редуктора и выбор подшипников

Расчет шпоночных соединений

Расчет шпоночного соединения шкива на коническом конце быстроходного вала

условие прочности шпонки ([2], стр. 88)

[_CM]=110 МП а допускаемое напряжение смятия ([2], стр. 90)

рабочая длина шпонки

полная длина шпонки

Округляем по стандартному ряду размеров: l=18 мм ([1], Табл. 24.29)

Шпонка 4х4х18 ГОСТ 23360-78 ([1], Табл. 24.29)

Расчет шпоночного соединения конического колеса



[_CM]=110 МП а допускаемое напряжение смятия ([2], стр. 90)

рабочая длина шпонки

полная длина шпонки

Округляем по стандартному ряду размеров: l=22 мм ([1], Табл. 24.29)

Шпонка 8х7х22 ГОСТ 23360-78 ([1], Табл. 24.29)

Расчет шпоночного соединения цилиндрического колеса

[_CM]=110 МП а допускаемое напряжение смятия ([2], стр. 90)

рабочая длина шпонки

полная длина шпонки

Округляем по стандартному ряду размеров: l=45 мм ([1], Табл. 24.29)

Шпонка 14х9х45 ГОСТ 23360-78 ([1], Табл. 24.29)

Расчет шпоночного соединения муфты на коническом конце тихоходного вала

[_CM]=110 МПа допускаемое напряжение смятия ([2], стр. 90)

рабочая длина шпонки

полная длина шпонки

Округляем по стандартному ряду размеров: l=56 мм ([1], Табл. 24.29)

Шпонка 12х8х56 ГОСТ 23360-78 ([1], Табл. 24.29)

Проектирование быстроходного вала

d=22 мм

t=1.5 мм высота заплечика ([1], стр. 42)

d₁=d+2t=22+21.5=25 мм ([1], стр. 45)

d₂=d₁+(2..4)=25+(2..4)=27..29 принимаем d₂=30 мм ([1], Табл. 24.1)

d_П d₂ принимаем d_П=35 мм ([1], Табл. 24.1)

r=1.5 координата фаски ([1], стр. 42)

d_БП =d_П+3r=35+31.5=39,5 мм принимаем d_БП=40 мм ([1], Табл. 24.1)

а=24 мм

l=110 мм

В качестве расстояния в принимаем большее из двух значений

в2,5а=60 мм,

в0,6l=66 мм.

Принимаем в=66 мм ([1], стр. 45)

Выбираем подшипник ПК 7307А средней серии ГОСТ 27365-87 ([1], Табл. 24.16)



Проектирование промежуточного вала

Выбираем подшипник ПК 7305А средней серии ГОСТ 27365-87 ([1], Табл. 24.16)

Проектирование тихоходного вала

Выбираем подшипник ПК 209 легкой серии ГОСТ 8338-75 ([1], Табл. 24.10)

6 Конструирование колес

Конструирование конического колеса

Конструирование цилиндрического колеса

7 Конструирование корпусной детали и крышек подшипников

Конструирование крышек подшипников

Крышка промежуточного вала

D=62 мм

=5 мм

d=6 мм

z=4

₁=1.2=1.25=6 мм

cd=6 мм

D_Ф=D+(4…4.4)d=88 мм

Конструирование элементов корпусной детали

Толщина стенки редуктора

([1], стр. 257)

Принимаем для крышки=6 мм

для корпуса =7 мм.

Расчет узла крепления крышки к корпусу

Расчет узла крепления корпуса к раме

Радиусы скруглений корпуса ([1], стр. 263)

Оформление прилива в области контакта

Расстояние от вершин зубьев колеса до дна корпуса:

b0=4a=410=40 мм ([1], стр. 262)

Оформление проушин:

Оформление сливного отверстия ([1], стр. 178)

d	D	l	b	t
M16x1.5-8g	25	13	3	1.9

Подбор штифтов:

d	d1	l1	l
8	М5	8	32

Выбираем штифт 2.8х32 ГОСТ 9464-79

8 Расчет открытой передачи

n₁ =1432 об/мин частота вращения вала электродвигателя

P=2,136 кВт передаваемая мощность

I=2.5 передаточное число передачи

Сечение ремня А ([2], стр. 271)

Принимаем d_P1 =100 мм диаметр малого шкива ([2], стр. 272)

d_P2 =d_P1 i=1002.5=250 мм диаметр большого шкива

Р₀=1,3 кВт- номинальная мощность, передаваемая одним ремнем в условиях типовой передачи ([2], стр. 272)

мощность, передаваемая одним ремнем в условиях эксплуатации [2], стр. 272)

а300 мм межосевое расстояние при I=2.5 ([2], стр. 273)

C=0.92 коэффициент угла обхвата ([2], стр. 272)

длина ремня([2], стр. 254)

С_L=0.9 коэффициент длины ремня ([2], стр. 273)

С_i=1.14 коэффициент передаточного отношения [2], стр. 273)

С_Р=1,1 коэффициент режима нагрузки ([2], стр. 273)

кВт

количество ремней ([2], стр. 273)

Принимаем z=2.

Размеры шкива: ([1], стр. 286)

Сечение ремня	lP	b*	h	e	f
А	11	3.3	8.7	150.3	10

9 Подбор муфты

На тихоходный вал выбираем зубчатую муфту

10 Проверочный расчет тихоходного вала на прочность

Т=368 Нм

Нм ([2], стр. 298)

H

H

Опасным является сечение С:

М=547 Нм

Т=368 Нм

d=45 мм

Для вала выбираем материал Ст 5

_В=520 МПа

_Т=280 МПа ([1], Табл. 10.2)

Термообработка - улучшение

Размещено на Allbest.ru