Расчет и сборка редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет и сборка редуктора

Выбор электродвигателя и кинематические расчеты

редуктор электродвигатель зубчатая передача

Общий КПД двигателя

з₀=з₁Чз₂²Чз₃Чз₄

где з₁- КПД муфты;

з₂- КПД подшипников качения;

з₃ - КПД цепной передачи;

з₄ - КПД цилиндрической ступени редуктора;

з₀=0,98Ч0,99²Ч0,92Ч0,99

з₀=0,875

Требуемая мощность электродвигателя

где F - тяговое усилие ленты, кН;

- скорость движения ленты, м/с;

=10,29 кВт

Определение требуемой частоты вращения

Частота вращения приводного вала, мин ^-1



где - скорость движения ленты, м/с

D_б - диаметр барабана транспортера, мм

=68,8, мин ^-1

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

где - передаточные числа кинетических пар изделия.

Рекомендуемые значения передаточных чисел приведены в таблице 1.2 [1].

= 1,5…4 = 2,5…5

=68,8Ч(1,5…4)Ч(2,5…5) = 257,93…1375,6 ^-1

по таблице П.1 [2].выбираем электродвигатель 4А160S6, Р_дв = 11 кВт, n_дв -1000 мин ^-1, S_дв=2,7%

номинальная частота вращения двигателя n_дв = 973 мин ^-1

Передаточное отношение

где щ_дв - угловая скорость двигателя, рад/с

щ_б - угловая скорость барабана, рад/с

примем = 5, тогда

частота вращения входного (быстроходного) вала редуктора

973 ^-1

101,84

частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора

Определение вращающих моментов

На валу шестерни, Т_ш

На валу колеса, Т_к

Режим работы передачи

Определяем наработку

где С - число вхождений в зацепление зубьев зубчатого колеса за один его оборот при однопоточных редукторов, при равных твердостях С =1

t_У - машинное время работы (ресурс)

где L_год - срок службы L_год = 8 лет

Коэффициент годового использования

К_год = Число рабочих дней в году / 365

Число рабочих дней в году = 236 дн

К_год = 0,65

Коэффициент суточного использования

K _сут = Число часов работы в сутки / 24

Число часов работы в сутки = 8 час

К _сут ⁼ 0,33

ПВ - относительная продолжительность включения = 0,4

Наработка .

Из характеристики двигателя 4А160S6У3 отношение величины пускового и номинального вращающих моментов

[ ] приложение 1

= 0,63

график

Расчет зубчатых колес редуктора

Материалом для зубчатых колес, с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 45.

Для шестерни термическая обработка - улучшение, твердость НВ - 230;

Для колеса термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ - 200

Допускаемое контактное напряжение



где у_Нlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов

К_НL - коэффициент долговечности принимаем = 1

[S_H] - коэффициент безопасности = 1,10

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ - 350 и термической обработкой - улучшением у_Нlimb =2ЧНВ + 70

у_Нlimb - для шестерни = 530 МПа

у_Нlimb - для колеса = 470 МПа

для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_Н] = 0,45 Ч ([у_Нш] + [у_Нк])

Для шестерни

[у_Нш] = (2Ч230 + 70) Ч 1 / 1,1 = 482 МПа

Для колеса

[у_Нк] = (2Ч200 + 70) Ч 1 / 1,1 = 427 МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_Н] = 0,45 Ч (482 + 428) = 409 МПа

Требуемое условие [у_Н] ? 1,23 [у_Нк]

409 ? 526 - условие выполнено.

Коэффициент К_нв несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно как в случае несимметричного расположения колес, значение К_нв = 1,25. [ ]таб. 3,1

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

ш_ва = в/а_щ = 0,4 [ ]с 36

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

а_щ = К_а Ч (u + 1) ³vТ₂К_нв / [у_Н] ²u² ш_ва

где для косозубых колес К_а = 43

а_щ = 43 Ч (5 + 1) ³v505Ч10³Ч1,25 / 409 ²Ч5²Ч 0,4 = 186 мм

принимаем по ГОСТ 2185-66 ближайшее стандартное значение а_щ = 200 [ ] с. 36

нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации

m_n = (0,01 ч 0,02) Ч а_щ

m_n = (0,01 ч 0,02) Ч 200 = 2 ч 4 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n =2,5 [ ], с. 36

примем предварительно угол наклона зубьев в = 10є и определим числа зубьев z шестерни и колеса

z = 2Ч а_щЧ cosв / (u + 1) m_n

число зубьев шестерни

z_ш = 2Ч 200Ч cos10є / (5 + 1) Ч2,5 = 400Ч0,985 / 15 = 26,26

примем 26

тогда число зубьев колеса z_к= z_ш Ч u =26 Ч 5 = 130

Уточненное значение угла наклона зубьев

cosв = (z_ш + z_к) m_n / 2 Ч а_щ

сosв = (26 + 130) 2,5 / 2 Ч 200 = 0,9750

в = 12є50?

Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры

d₁ = m_nЧ z₁ / cosв

d₁ = 2.5Ч 26 / 0.975 = 66.67 мм

d₂ = m_nЧ z₂ / cosв

d₂ = 2.5Ч 130 / 0.975 = 333.33 мм

Проверка:

а_щ = (d₁+d₂) /2 = (66.67 + 333.33) / 2 = 200 мм

диаметры вершин зубьев:

dа₁ = d₁+ 2m_n

dа₁ =66.67 + 2 Ч 2.5 = 71.67 мм

dа₂ = d₂+ 2m_n

dа₂ =333,33 + 2 Ч 2.5 = 338,33 мм

ширина колеса в₂ = ш_ва Ч а_щ

в₂ = 0,4 Ч 200 = 80 мм

ширина шестерни в₁ = в₂ + 5 мм = 85 мм

определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ш_ва = в₁ / d₁

ш_ва = 85 / 66,67 = 1,275

средняя окружная скорость колес

н = щ₁ d₁ / 2

н =101,84 Ч 66,67 / 2 = 3,395 м/с

при такой скорости для косозубых колес следует принять ^8ю степень точности [ ], с. 32

коэффициент нагрузки

К_Н = К_Нв Ч К_Нб Ч К_Нн

К_Нв = 1,161 [ ], с. 39

К_Нб = 1,078 [ ], с. 39

К_Нн = 1 [ ], с. 40

К_Н = 1,161 Ч 1,078 Ч 1 = 1,252

Проверяем контактные напряжения по формуле

у_Н = 270/ а_щ vТ₂К_н (u + 1) / в₂ u² < [у_Н]

у_Н = 270/ 200 v505 Ч10³ Ч 1.252 (5 + 1) / 80 Ч 25 = 353 МПа

353 < 409

Силы в зацеплении

Окружная F_t = 2T₁ / d₁

F_t = 2 Ч 101 Ч 10³ / 66,67 = 3030,6 H

радиальная F_r = F_t tgб / cosв

F_r= 3030,6 tg20є / cos12є50? = 1131,3 H

Осевая F_а= F_t tgв

F_а= 3030,6 tg 12є50? = 690,7 Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

у_F = F_t Ч К_F Ч Y_F Ч Y_в Ч K_Fа / вm_n ? [у_F]

коэффициент нагрузки К_F = К_Fв Ч К_Fн [ ] с. 42

К_Fв = 1,330 [ ] с. 43

К_Fн = 1,3 [ ] с. 43

К_F = 1,330 Ч 1,3 = 1,73

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_н [ ] с. 46

Для шестерни z_н1 = z₁ / cos³в

z_н1 = 26/0,975³ = 28

для колеса z_н = z₂ / cos³в

z_н = 130/0,975³ = 140

Y_F1 = 3,84; Y_F2 = 3,60 [ ] с. 42

Допускаемое напряжение

у_{F =} ує_Flimв / [S_F]

для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350

ує_Flimв = 1,8 НВ [ ] с.

Для шестерни ує_Flimв = 1,8 Ч 230 = 414 МПа

Для колеса ує_Flimв = 1,8 Ч 200 = 360 МПа

[S_F] = [S_F]? Ч [S_F]? - коэффициент безопасности

[S_F]? = 1,75 [ ] с. 44

[S_F]? = 1 [ ] с. 44

[S_F] = 1,75 Ч 1 = 1,75

Допускаемые напряжения при проверки зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Для шестерни

Для колеса

Находим отношение

Для шестерни

Для колеса

Дальнейший расчет следует вести по меньшему отношению

Определяем коэффициенты

где - коэффициент торцового перекрытия, 1,5 [ ] с.47

n - степень точности зубчатых колес, 8

Проверяем прочность зуба колеса



- условие выполнено

Расчет валов редуктора

Предварительный расчет

Предварительный расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов

Ведущего Т₁ = 101 Нм

Ведомого Т₂ = 505 Нм

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Иногда принимают

Примем

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточками полумуфт под [ ] с.269

Диаметр под подшипниками примем

Диаметр под шестерней

Ведомый вал

Учитывая влияние изгиба вала от напряжения цепи, принимаем

Диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [ ] с.161

Диаметр вала:

- под подшипниками принимаем

- под зубчатым колесом

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня

Шестерню выполняем за одно целое свалом, ее размеры определены выше:

Колесо

Колесо кованое

его размеры

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Примем

Толщина обода

где - модуль, 2,5 мм

Принимаем = 8 мм.

Толщина диска

Принимаем

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

Принимаем

Принимаем

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

Нижнего пояса корпуса

Примем

Диаметр болтов:

- фундаментных

Принимаем болты с резьбой М20

- болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

Принимаем болты с резьбой М16

- болтов, соединяющих крышку с корпусом

Принимаем болты с резьбой М12

Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Силы действующие в зацеплении

Первый этап компоновки дал

Реакции опор

В плоскости X_z

В плоскости Y_z

Проверка

Суммарные реакции

Намечаем номер подшипника 110

Эквивалентная нагрузка

где Р_r1-радиальная нагрузка, 1676,4 Н

Р_a- осевая нагрузка Р_a=F_а = 690,7 Н

Вращается внутреннее кольцо

K_б -коэффициент безопасности, 1 [ ] т.9.19

К_т = 1 [ ] т.9.20

Отношение

;

Этой величине соответствует ? ? 0,255 [ ] т.9.18

Отношение

>?

Следует Х=1 [ ] т.9.18

Y=0 [ ] т.9.18

Расчетная долговечность

Расчетная долговечность

где n частота вращения ведомого вала, 194,6 об, мин

Что больше установленных ГОСТ 16162-85 [ ] с. 307

Ведомый вал

Несет такие же нагрузки, как и ведущий

Нагрузка на вал от цепной передачи

Составляющие этой нагрузки

Из первого этапа компоновки

Реакции опор

В плоскости

Проверка

В плоскости Y_z

Проверка

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4

Намечаем номер подшипника 411 [ ] т. П3

Эквивалентная нагрузка

где Р_r1-радиальная нагрузка, 8443,3 Н

Р_a- осевая нагрузка Р_a=F_а = 690,7 Н

Вращается внутреннее кольцо

Цепная передача усиливает неравномерность нагружения

K_б -коэффициент безопасности, 1,2 [ ] т.9.19

К_т = 1 [ ] т.9.20

Отношение

;

этой величине соответствует ??0,149 [ ] т.9.18

Отношение

<?

Следует Х=1 [ ] т.9.18

Y=0 [ ] т.9.18

Расчетная долговечность

Расчетная долговечность

где n частота вращения ведомого вала, 194,6 об, мин

Что больше установленных ГОСТ 16162-85 [ ] с. 307

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [ ] т. 8.9

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условия прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия

При стальной ступице

При чугунной ступице

Ведущая вал.

Диаметр вала

Ширина шпонкивысота шпонки

Глубина паза под шпонку

Длина шпонки

Длина ступицы полумуфты МУВП 170 мм [ ] т. 11.5

Момент на ведущем валу



Материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ20

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку под звездочкой

Диаметр вала

Ширина шпонки Ч высота шпонки

Глубина паза под шпонку

Длина шпонки

Длина ступицы звездочки 78,0мм

Момент

Материал звездочки изготавливают из термообработанных углеродистых или легированных сталей

Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указанными, данными в табл.10.13

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 10.13

Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V=

По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости м/с, по таблице 10.10 принимаем масло И-30А (ГОСТ 20799-75)

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100єС; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцевым креплением; винт торцевого крепления стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Сборный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Размещено на Allbest