Проектировка одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронными зубьями и цепную передачу для привода для подтягивания вагонеток по наклонному пути

Государственный комитет Российской Федерации

по высшему образованию

Удмуртский Государственный Университет

Физический факультет

Кафедра теплоэнергетики

Специальность 100500: «Тепловые электрические станции»

КУРСОВАЯ РАБОТА

по курсу «Детали машин и механизмов»

Выполнил:                                                                      

                                                                                           ст. гр. 34-21

Проверил:                                                                       

Ижевск

                                                               2005

СОДЕРЖАНИЕ

ЗАДАНИЕ. 3

1.    ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ПРИВОДА.. 4

2.    ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ.. 5

3.    КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 6

4.    СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 7

5.    РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА.. 8

6.    ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.. 13

7.    ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ. 14

8.    КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС.. 15

9.       КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА.. 16

10.     РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 17

11.     ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.. 19

12.     ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.. 21

13      УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.. 22

14.     ВЫБОР СОРТА МАСЛА.. 26

15.     ИСПОЛЬЗОВАННАЯ ЛИТЕРАТУРА.. 27

                                                    Задание

Спроектировать одноступенчатый  горизонтальный  цилиндрический редуктор с шевронными зубьями  и цепную передачу для привода для подтягивания вагонеток по наклонному пути

Данные для расчета:

1. Масса вагонеток с грузом Q=3,2 т

2.Скорость вагонеток V=1,3 м/с

3.Диаметр барабана D_б=320 мм

4. Коэффициент сопротивления движению W=0,8 кН/т

5.Угол наклона пути β=15˚

6.Коэффициент использования суточный K_с=0,6

7.Коэффициент использования годовой K_г=0,4

1.  Определение мощности привода

Окружная сила F на барабане , кН

              ,где   W – коэффициент сопротивлению движения вагонеток при наличии колёс, кН/т;

Q – масса вагонеток, т;

a - угол наклона пути, градусов;

F= W·Q·cosα+Q·sinα=0,8·3,2·cos15+3,2·sin15=3.279 кН

Тогда мощность двигателя вычисляется по формуле:

где η - общий КПД привода, равный произведению КПД всех передач, подшипников и муфт.

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η₁=0,98;

Коэффициент ,учитывающий потери пары подшипников качения η₂=0,99; КПД открытой цепной передачи  η₃=0,92;КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана η₄=0,99, коэффициент полезного действия муфты  η₅=0,99

Общий КПД привода

η =η₁ η₂² η₃η₄η₅=0,98·0,99²·0,92·0,99·0,99=0,875

P=F·v/η=3.279·10³·1,3/0,875= 4872Вт=4.872 кВт

2. Выбор двигателя

Мощность двигателя связана с мощностью машины через КПД привода формулой:

                                     P_дв=4,872/0,875=5,57 кВт

Выбираем двигатель с синхронной частотой 1000 об/мин. Тип двигателя 4A132S2УЗ. Номинальная мощность двигателя Р_двн=5,5 кВт

Асинхронная частота n=967 об/мин.

3. Кинематический расчет привода

Согласно марке выбранного двигателя, его асинхронная частота вращения n₁=967 ^об/_мин. Эта величина определяет частоту вращения редуктора.

Угловая скорость барабана       w_б=2·v/D_б=2·1,3/0,32=8,125 рад/с

Частота вращения барабана         n_б=30· w_б/π=77,588 об/мин

Таким образом, общее передаточное отношение будет равно:

u_общ=n_дв/n_вых=967/77,588=12,46

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять  : для редуктора по ГОСТ 2185-66 u_р=4,для цепной передачи u_ц=12,46/4=3,12

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

4. Силовой расчет привода

Силовой расчет включает в себя определение мощности и крутящего момента на  валу.

Крутящий момент на валу электродвигателя Т_дв определяется:

T_дв=P_дв/w₁=5,57·10³/101,3=54,98 Н·м=54,98 ·10³ Н·мм

Вращающий момент на валу  шестерни:

T₂=T_дв·u_ц · η₁· η₂  · η₃ =54,98·3,12·0,98·0,99·0,92= 153,11 Н·м

Вращающий момент на валу колеса:

Т₃=Т₂·u_р·η₁ ·η₂ =153,11 ·4·0,98·0,99=594,19 Н·м

Вращающий момент на конце выходного вала:

T₄= Т₃    ·η₄  ·η₅=594,19 ·0,99·0,99= 576,54 Н·м

Мощность на валу  шестерни :

P₂=P_дв ·η₂·η₃ =5,57·0,99·0,92=5,07 кВт

Мощность на валу колеса:

P₃= P₂ ·η₁ ·η₂  =5,07·0,98·0,99=4,92 кВт

Мощность на конце выходного вала:

P₄ =P₃· η₃ · η ₄=5,4·0,92·0,99= 4,92кВт

           5. Расчет зубчатых колес редуктора

Передаточное отношение u=4

Вращающий момент на шестерне Т₂=153,11  Н·м.

Вращающий момент на колесе Т₃= 594,19 Н·м.

Частота вращения шестерни n₂=309,94 ^об/_мин.

Частота вращения колеса n₃=77,59  ^об/_мин.

Выбираем материал зубчатых колес: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB230; для колеса та же сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ200.

Допускаемые контактные напряжения:

[σ_H]= σ_Hlim K_R K_vK_HL /[S_H]

где σ_Hlim длительный предел контактной выносливости (для выбранного материала σ_Hlim =2Н_НВ+70); [Sh] - коэффициент запаса прочности (так как колеса термически однородно обработаны [Sh] =1,1); K_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей (принимаем K_R=1); K_v - коэффициент, учитывающий влияние скорости (ввиду малых скоростей передачи принимаем Kv=1); K_hl- коэффициент долговечности:

      _{6   ––––––}   

K_HL=√^NHO/_NHL

Под N_HO понимается базовое число циклов нагружения (по графику в зависимости от твердости материала для шестерни N_HO1=1.3*10⁷, а   для   колеса N_HO2=10⁷);N_hl - эквивалентное число циклов нагружения, определяется исходя из графика нагрузки (рис.2) по зависимости:

N_hl=60Σ(T_i/T_max)n_i t_i

где n_i и t_i, - соответствующие моментам T_i частоты вращения и время работы. Чтобы определить суммарный срок службы редуктора (в часах), воспользуемся зависимостью

t_Σ =Т∙365К_Г24К_С,

где Т - срок службы, равный 4 годам; К_Г и К_C - коэффициенты использования передачи в году и сутках соответственно (К_Г =0,4 и Кс=0,6).

t_Σ =Т∙365К_Г24К_С=4∙365∙0,4∙24∙0,6=8409(ч)

Для шестерни:

N_HL1=60Σ(T_i/T_max)³n_it_i=60(1·309,94·0,002·8409+0,76³·309,94·0,5·8409+

+0,38³·309,94·0,5·8409=3,9·10⁷

Дляколеса:

N_HL2=60Σ (T_i/T_max)³n_it_i=60(1·77,59·0,002·8409+0,76³·77,59·0,5·8409+

+0,38³·77,59·0,5·8409=1,2·10⁷

Видим, что в обоих случаях N_HE>N_HG, поэтому принимаем Z_N=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса будут соответственно:

В качестве допускаемого контактного напряжения выбираем:

[σ_н] = 0.45([σ_Н1]+[σ_Н2]) = 0.45(482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [σ_н] < 1.23[σ_Н2] выполнено.

Для определения межосевого расстояния примем коэффициент ширины венца для шевронных передач ψ_а =0,3. исходя из этого, коэффициент ширины колеса примем ориентировочно, как

ψ_т=0,5∙ψ_а∙(u+1)=0,5∙0,3∙(4+1)=0,75.Коэффициент нагрузки ориентировочно, для предварительных расчетов в виду симметричного расположения зубчатых колес относительно опор примем K_H=1,15

Для шевронных колес K_a =43

Определим межосевое расстояние для этой передачи по формуле:

                           _________________                        __________________  _{_______}

a_w=K_a∙(u+1)∙ ³√T₂∙ K_H/[σ_н] ²∙u²∙ ψ_а  = 43∙(4+1)∙ ³√217,72∙10³∙1,15/410²∙4²∙0,4=

=132,23 мм

По ГОСТ 2185-66 назначим ближайшее к полученному стандартное значение межосевого расстояния а_w=140 мм

Нормальный модуль зацепления в этом случае определяется в интервале

m_n=(0,01 – 0,02)a_w= 1,4-2,8  мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=2  мм.  Определим число зубьев шестерни и колеса, предварительно задав угол наклона зубьев β= 25ْ

z₁=2 ∙a_w∙cosβ/(u+1)∙ m_n =2∙140  ∙cos25 /5 ∙2=25

z₂= z₁∙u=100

cosβ= (z₁+ z₂) ∙ m_n/ 2 ∙a_w= 125 ∙2/2∙140=0,89  β=26ْ 45´

 Основные размеры шестерни и колеса (1 - шестерня, 2 - колесо): диаметры