Проектирование редуктора с пространственным расположением валов

10

ВВЕДЕНИЕ

«Детали машин» являются первым из расчётно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Любая машина (механизм) состоит из деталей. Детали общего назначения применяют в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому любое совершенствование методов расчета и конструкции этих деталей, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость деталей и конструкции, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект.

Основные требования к конструкции деталей и узлов машин надёжность и экономичность.

Основные критерии работоспособности и расчёта деталей машин - прочность, жёсткость, износостойкость, коррозионная стойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

В данном курсовом проекте необходимо разработать редуктор с пространственным расположением валов, произвести проектировочные и проверочные расчеты, начертить его на формате А1.

Расчет изделия следует выполнять одновременно с вычерчиванием конструкции. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характера изменений нагрузки в процессе работы, заданного срока службы, требования техники безопасности, удобства обслуживания и ремонта, стоимости привода и его монтажа.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

Исходные данные для расчета

Мощность на ведомом валу редуктора Р3=13кВт;

Угловая скорость вращения этого вала w3=2р рад/с;

Срок службы привода 5 лет;

Рабочая нагрузка постоянная.

Кинематический расчет привода.

Находим общее КПД:

где з_рп = 0,96- КПД ремённой передачи;

з_цп = 0,97- КПД цилиндрической

з_м = 0,98- КПД муфты

з_пп = 0,99- КПД пары подшипников;

=0,96•0,97•0,98•0,99²=0,894

Вращающий момент Твых, кН•м:

Твых=Р3/w3

Твых=13/(2•3,14)=2,070 кН•м

С учетом КПД мощность двигателя:

Находим общее передаточное отношение

где

Тогда,

Теперь мы можем подобрать двигатель. Возьмем АИР180М8 с мощностью

Р=15 кВт и частотой n=750 об/мин.

Зная мощность электродвигателя, можем найти мощности всех передач:

Находим частоту вращения каждого из валов

750

Находим вращательные моменты

Находим циклическую частоту

2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рисунок 2.1 - Геометрические и силовые параметры ременной передачи. Сечение ремня: клиновое

Выбор сечения ремня производим по номограмме (рис. 2.2):

Рисунок 2.2 - Номограмма для выбора клиновых ременей нормального сечения

Таким образом, выбираем сечение ремня - В

Определяем минимально допустимый размер ведущего шкива d1min, мм, по таблице (рис. 2.3) в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв, Нм, и выбранного сечения ремня.

Рисунок 2.3 - Клиновые ремни

d1min = 200мм

Из стандартного ряда, задаемся расчетным диаметром ведущего шкива:

d1 = 280мм

Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:

d2 = d1?u(1-е)

где d1 - расчетный диаметр ведущего шкива;

u - передаточное число ременной передачи;

е - коэффициент скольжения (0,01…0,02).

d2 = 280?2,5(1-0,015)=689,5 мм

Значение округляем до ближайшего стандартного

d2 = 710 мм

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Дu от заданного u:

; .

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где -высота сечения клинового ремня, из таблицы, равная 13,5

Определяем расчетную длину ремня l, мм:

Округляем до стандартного значения l=2800мм

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива б1, град:

Определяем скорость ремня v, м/с:

где и - соответственно диаметр ведущего шкива, мм, и его частота вращения, об/мин; - допускаемая скорость, м/с; = 25м/с - для клиновых ремней.

Определяем частоту пробегов ремня U, :

где - допускаемая частота пробегов.

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем с десятью клиньями , кВт:

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем с десятью клиньями, кВт, выбирается из таблицы (рис.2.4) в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости v, м/с, и диаметра ведущего шкива d1, мм;

С - поправочные коэффициенты.



Рисунок 2.4 - Допускаемая приведенная мощность

Определяем количество клиновых ремней z:

z=Рном/ ,

z=15/4,72=3,2 округлим значение до 4

z=4шт.

Определим силу предварительного натяжения F0, Н: одного клинового ремня

 , z=1

Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней Ft, Н:

Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н: одного клинового ремня

, , z=1

Определим силу давления ремней на вал FОП, Н

- комплекта клиновых ремней, z=4

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, H/мм²:

а) где - напряжение растяжения, Н/мм²;

, мм²

б) где - напряжение изгиба, Н/мм²;

,

- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

- высота сечения клинового ремня

в) где - напряжения от центробежных сил, Н/ мм²

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбор твердости, термообработки и материала колес

	Материал	Термообработка	НВ
Колесо	сталь 40	улучшение	54
Шестерня	сталь 40Л	нормализация	63

Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_HL1 и колеса К_HL2 :

;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующая пределу выносливости. В нашем случае ==10 млн. циклов.

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы, равная

- угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

- срок службы привода, определяется из начальных данных:

Так как, наш привод должен работать в течение 5 лет, то работа будет в две смены, продолжительностью =8 ч.

Тогда ресурс привода:

ч.

Принимаем время простоя 15% ресурса.

Тогда ч.

Таким образом, рабочий ресурс привода принимаем ч.

Если , то .

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

; .

Цилиндрические косозубые передачи рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т.е. в нашем случае

.

Определение допускаемых напряжений изгиба .

Коэффициент долговечности зубьев шестерни К_FL1и колеса К_FL2 :

; ,

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей.

Если , то принимают ;

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

; .

Расчет модуля зацепления для цилиндрических косозубых передач выполняют по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , то есть в нашем случае:

Рисунок 3.1 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем главный параметр - межосевое расстояние , мм

,

где

а) - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач ;

б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

в) - передаточное число редуктора, равное для нашего редуктора 5;

г) - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, равный 2200,96;

д) - допускаемое контактное напряжение, равное ;

е) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев .

Таким образом, межосевое расстояние равняется

Данное межосевое расстояние округляем до стандартного, таким образом:

.

Определяем модуль зацепления -, мм:

,

где

а)- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач

=5,8;

б) - делительный диаметр колеса, мм;

в) -ширина венца колеса, мм;

г) - допускаемое напряжение изгиба материала колеса, равное

Таким образом, модуль зацепления равен:

Данное значение модуля округлим в большую сторону до стандартного из ряда чисел, таким образом .

Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для косозубых колес

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач (с точностью вычисления до пятого знака после запятой):



Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса:

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

;

Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

делительный диаметр

,

диаметр вершин зубьев

,

диаметр впадин зубьев

,

ширина венца

,

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Проверим межосевое расстояние:

Проверим контактные напряжения ,;

,

где а) K - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равный

K=376;

б) - окружная сила в зацеплении;

в) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубами. Для косозубых определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи:

Следовательно

г) - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи:



Таким образом, контактное напряжение равно:

Допускаемая недогрузка передачи не более 10% и перегрузка до 5%.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм² :

;

.

где а) - модуль зацепления;

- ширина зубчатого венца колеса;

- окружная сила в зацеплении;

б) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых зависит от степени точности передачи:

Таким образом, в нашем случае;

в) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес ;

г) - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, в нашем случае ;

д) и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

 и колеса

,

где - угол наклона зубьев:

и

е) - коэффициент, учитывающий наклон зуба:

;

ж) и - допускаемые напряжение изгиба шестерни и колеса, равные

Таким образом, напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм² равны:

;

.

Если при проверочном расчете значительно меньше , то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

4. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический косозубый редуктор с углом наклона зуба . Угол зацепления принимается равным .

Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи:

Силы в зацеплении:

Окружная сила:

, ;

Радиальная сила:

, ;

Осевая сила:

, .

Консольные силы:

В клиноременной передаче радиальная сила равна:

;

В муфте радиальная сила равна:

.

Силовая схема нагружения валов редуктора:

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ

Выбор материала валов.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть при этом не напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для комплексации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными:

При этом меньшие значения - для быстроходных валов, большие - для тихоходных.

Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установочных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину . Расчет размеров ступеней валов редуктора:

Вал № 2

1-я ступень - под элемент открытой передачи:

,

где - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу,

округляя до стандартного получим

2-я ступень - под уплотнение крышки с отверстием

,

где - высота буртика, определяемая в зависимости от соответствующей ступени

3-я ступень - под подшипник:

4-я ступень - под шестерню:

где - координаты фаски подшипника, определяющие в зависимости от соответствующей ступени:

- определяется графически на эскизной компоновке, в нашем случае

5-я ступень - под уплотнение крышки без отверстия и подшипник:

Вал № 3

1-я ступень - под элемент открытой передачи:

,

где - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу,



округляя до стандартного получим

2-я ступень - под уплотнение крышки с отверстием:

где - высота буртика, определяемая в зависимости от соответствующей ступени:

3-я ступень - под подшипник:

4-я ступень - под шестерню:

где - координаты фаски подшипника, определяющие в зависимости от соответствующей ступени:

- определяется графически на эскизной компоновке, в нашем случае

5-я ступень - под уплотнение крышки без отверстия и подшипник:

6. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Для нашей цилиндрической косозубой передачи выбираем - радиальные шариковые однорядные подшипники средней (легкой) серии при , где - межосевое расстояние.



Подшипник 312 ГОСТ 8338-75 с , .

7. ВЫБОР МУФТЫ

Для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора с валом барабана принимаем зубчатую муфту по ГОСТ 5006-94



Определяем расчётный момент, передаваемый муфтой:

где =1,25 - коэффициент режима работы

Н^.м

Момент передаваемый муфтой T=3150 Н^.м

Н^.м

Проверим муфту по напряжениям смятия:

где m=2.5 мм - модуль зацепления

z =38- число зубьев

b=13 мм- длина зуба

Мпа

МПа

Муфта отвечает всем условиям прочности.

8. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса редуктора из расчета 0,5-0,8 литра на 1 кВт передаваемой мощности или с уровнем погружения зубчатого колеса в масленую ванну на 1-1,5 зуба колеса.

Объем масляной ванны определяем из расчета передаваемой мощности:

V=0.25*5.13?1.3

устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях равных

и окружной скорости

Рекомендуемая вязкость масла

.

Принимаем индустриальное масло тип И-30А (ГОСТ-20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1. Периодически пополняем смазочный материал через пресс масленки.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода конвейера, который состоит как из стандартных (двигатель, муфта, болты, звёздочка, подшипники и т.д.) деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы и др.).

В ходе решения поставленной задачи, была основана методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам, так и при выполнении дипломного проекта.

ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П./ Детали машин. Курсовое проектирование// Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования.- 3-е издание, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2002.-536 с., ил.

2. Анурьев В.И. /Справочник конструктора машиностроителя // в 3-х т.,6-е. изд., перераб и доп. - М.: Машиностроение, 1982., ил.

3. Иванов М. Н. Детали машин - М.: Высш.шк., 1984г.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Высш.шк., 1991г.