Розрахунок приводу стрічкового транспортеру і проектування одноступінчатого редуктора загального призначення - Курсовая работа

Курсовий проект з технічної механікиРедуктором називають механізм, який складається із зубчастих коліс, виконаний у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до вала робочої машини. Редуктор складається із корпуса, в якому розміщують елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т. д. Редуктори класифікують за основними ознаками: типу передачі (зубчасті, червячні або зубчасто-червячні), числу ступенів (одноступінчаті, двохступінчаті і т. д.), типу зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д.), відносному розміщенню валів редуктора у просторі (горизонтальні, вертикальні), особливостям кінематичної схеми (розгорнута, співвісна, з розгорнутим рівнем і т. д.).По таблиці 1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс ?з.к. = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, ?п = 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті ?м = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати в ланцюговій передачі ?л = 0,92. При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням. За ДСТ 19523-81 по необхідній потужності Ртр = 2,75 КВТ вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений серії 4А тип 90L2, закритий, що обдувається, із синхронною частотою обертання n = 3000 об/хв з діаметром вихідного валу d = 28 мм і ковзанням S=5,4 %. передатне число ланцюгової передачі, приймаємо рівним 5;Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - покращення, НВ 200. [SH] - коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й покращуваної сталі приймаємо [SH] = 1,1 1,2. КН? - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця. При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймаємо значення КН? по таблиці 3.1 [1]. Ступінь точності передачі: для прямозубих коліс при швидкості до 15 м/с приймаємо 6-ю ступінь точності.Ланцюгова передача виконана з однорядним ланцюгом, навантаження з легкими поштовхами, міжосьова відстань а = 40 р, передача горизонтальна, регулювання натяжіння ланцюга - нерегульоване, змащування ланцюга періодичне, робота двозмінна. 10.3 [5] приймаємо число зубів малої зірочки z1 = 21. Число зубів великої зірочки знаходимо за формулою z2 = z1 і = 5*21 = 105. Крок ланцюга обчислимо за формулою: По ГОСТ 10947-74 приймаємо ланцюг з кроком p = 19,05 мм, для якої d = 5,96 мм, В = 17,75 мм, q = 24,52 н/м. Середня швидкість ланцюга: Окружне зусилля, що передається ланцюгом: НДіаметр вихідного кінця Оскільки вал редуктора зєднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно узгодити діаметри ротора dдв і вала dв1. Муфти УВП можуть зєднувати вали зі співвідношенням dв1:dдв 0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт під dдв=28 мм і dв1=22 мм. Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.Розміри коліс визначаємо з наступних формул: діаметр западин зубів: df=d1-2.5mn, мм діаметр маточини: , мм довжина маточини: , мм товщина обода: , мм., але не менш 8 мм. товщина диска: , мм діаметр отворів: , мм Do=df-2 мм фаска: n=0.5mn x 45o =1,5 x 45oТовщина нижнього пояса корпуса: мм., приймемо р=20 мм. Товщина ребер кришки корпуса: мм, приймемо m=7 мм. які кріплять кришку до корпуса підшипників: мм, приймаємо болти з різьбленням М14; які кріплять кришку з корпусом: мм., приймаємо болти з різьбленням М10; Гніздо під підшипник: діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника, діаметр гнізда: Dk=D2 (2-5) мм.Визначаємо реакції опор вала шестерні. 2) Площина XZ: Визначимо радіальні навантаження на підшипник: Н Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження: де Fr - максимальне навантаження на підшипник, Fr=RA=1097 H; Визначимо довговічність підшипника, в млн. об. де а1 - коефіцієнт, що враховує надійність підшипника, а1=1; Ресурс роботи підшипника перевищує мінімально допустиму довговічність підшипників для зубчастих редукторів, отже підшипник придатний.Застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями по ГОСТ 23360-78. Діаметр вала d, мм Ширина шпонки b, мм Висота шпонки h, мм Глибина паза вала t, мм Глибина паза втулки t1, мм Напруги зминання розраховуємо, використовуючи формулу умови міцності : Допустимі напруги зминання при сталевій маточині =100...120 МПА.Границі витривалості: Перетин А-А Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза приймаємо Момент опору вигину: Згинальний момент у перетині А-А Амплітуда й середнє значення циклу: Амплітуда нормальних напруг: , величина дуже маленька тому її враховувати не будемо Згинальний момент у перетині B-B дорівнює нулю: =0, тож розрахунок результуючого коефіцієнту запасу міцності не проводимо.Змащення зубчастого зчеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, яке заливається в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Обсяг масляної ванни визначаємо з розрахунку 0.

Зміст

Вступ

1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

3. Розрахунок ланцюгової передачі

4. Попередній розрахунок валів редуктора

5. Конструктивні розміри шестерні й колеса

6. Конструктивні розміри корпуса й кришки

7. Перевірка довговічності підшипників

8. Перевірка міцності шпонкових зєднань

9. Уточнений розрахунок валів

10. Вибір сорту масла

11. Вибір посадок деталей редуктора

Список використаної літератури