Расчет привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Редуктором называется механизм, выполненный в виде самостоятельного агрегата с целью понижения частоты вращения ведущего вала и увеличения вращающего момента на ведомом валу.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном геометрическом корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редукторы классифицируют по типам, типоразмерам и исполнениям. Тип редуктора определяют по виду применяемых передач и порядку их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному, по числу ступеней и по расположению геометрической оси тихоходного вала в пространстве.

По виду применяемых передач различают редукторы: цилиндрические, конические, червячные, планетарные, волновые.

По порядку размещения передач - коническо-цилиндрические, червячно-цилиндрические, зубчато - червячные и другие.

По числу ступеней различают одноступенчатые и многоступенчатые.

По расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные, вертикальные, наклонные.

Исполнение редуктора определяют передаточное число, вариант сборки и форма концевых участков валов.

Цилиндрические редукторы состоят из цилиндрических зубчатых передач. Благодаря своей долговечности, широкому диапазону передаваемых вращающихся моментов, простое изготовление и обслуживание они широко распространены в машиностроении.

Одноступенчатые редукторы применяют при передаточных числах u?6,3. Зацепление в большинстве случаев косозубое. В редукторах обычно применяют зубчатые колёса в эвольвентным зацеплении, но иногда используют и зацепление М.Л. Новикова.

Выполнение курсового проекта по дисциплине Детали машин является первой конструктивной работой, выполненной на основе знаний общетехнических и обще специальных дисциплин. При выполнении работы мною активно использовались знания, полученные при изучении таких дисциплин, как техническая механика, сопротивление материалов и др.

Объектом курсового проекта является привод, с цилиндрическим одноступенчатым редуктором предназначенный для привода ленточного конвейера.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Определить требуемую мощность рабочей машины P_рм,КВт:

Р_рм=F*н

F-значение тяговой силы, К_н.

н-линейная скорость тягового рабочей машины, м/с

P=2*1,4=2,8 кВт

Определить общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

з=з_зп * з_оп * з_м * з_пк * з_пс

где з_зп * з_оп * з_м * з_пк * з_пс -коэффициенты полезного действия закрытой передачи, открытой передачи, муфты, подшипников качения и подшипников скольжения.

з=0,96*0,93*0,98*0,99*0,98=0,84

Определить требуемую мощность двигателя Р_дв Б, кВт.

Р_дв ===3,33 кВт

Определить номинальную мощность двигателя Р_ном,кВт.

Значение номинальной мощности выбрать из таблицы по следующему условию: Р_ном ? Р_дв

4,0?3,33

Выбираем серию двигателей с синхронной частотой вращения 750,1000,1500,3000 об/мин.



№ п/п	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном,кВт	Частота вращения, об/мин
			Синхронная	При нормальном режиме
1	4АМ10052УЗ	4.0	3000	2840
2	4АМ10064УЗ	4.0	1500	1435
3	4АМ112МВ6УЗ	4.0	1000	950
4	4АМ13258УЗ	4.0	750	720

6. Определить частоту вращения вала рабочей машины n _рм, об/мин.

n _рм =60*1000н/р*D

n _рм =60*1000*1,4/3,14*300=89,17 об/мин

н - скорость передвижения ленты или моста, м/с.

D - диаметр барабана или колеса, мм.

7. Определить передаточное число привода для четырех типов двигателя при заданной номинальной мощности Р_ном,кВт.

u₁ =n_ном1 /n_рм ==31,84

u₂ =n_ном2 /n_рм ==16,09

u₃ =n_ном3 /n_рм ==10,70

u₄ =n_ном4 /n_рм ==8,07

8. Определить передаточное число открытой и закрытой передачи.

Определение передаточных чисел открытой и закрытой передач осуществляется с помощью одного из способов разбивки.

u_оn1=u₁ /u_зn ==7,96

u_оn2=u₂ /u_зn ==4,02

u_оn3=u₃ /u_зn ==2,67

u_оn4=u₄ /u_зn ==2,01

9. Определить максимальное допустимое значение отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины ?n_рм, об/мин.

?n_рм = n_рм *д/100

?n_рм = n_рм *5/100=89,17*5/100=4,5 об/мин

10. Определить допустимую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [?n_рм ], об/мин:

[?n_рм ]= n_рм +?n_рм =89,17+4,5=93,67 об/мин

11. Определить фактическое передаточное число привода u_ф:

u_ф= n_ном /[?n_рм ]=950/93,67=10,14

12. Уточним передаточное число закрытой и открытой передачи

u_оn= u_ф /u_зn =10,14/4=2,54

13. Определим силовые кинематические параметры привода

Определение силовых и кинематических параметров привода производится на основе кинематической схемы и таблицы 6.

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов по кинематической схеме привода
		Дв-оп-зп-м-рм
Мощность Р, кВт	Дв.	Рдв =3,33 кВт
Мощность Р, кВт	Б	Р1 =Рдв*зоn * зnк=3,33*0,93*0,98=3,03кВт
	Т	Р2 =Р1*ззn * зnк=3,03*0,96*0,98=2,85кВт
	Рм	Ррм =Р2*зм * зnс=2,85*0,98*0,98=2,73кВт
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость щ, 1/с	Дв.	nном =950	щ=р*nном/30==99,43
		Б	n1=nном/uоn==458,9	щ1=щ/uоn==37,2
		Т	n2=n1/uзn==114,7	щ2=щ1/uзn==9,3
		Рм	nрм n2 =114,7	щрм=щ2=9,3
Вращающийся момент	Дв.	Тдв=Рдв*103/щ=3,33*103*99,43=33,49
	Б	Т1=Тдв*зоn* зм=33,49*0,93*0,98*2,54=77,52
	Т	Т2=Т1*ззn* зnк*uзn=77,52*0,96*0,98*4=291,72
	Рм	Трм=Т2*зм* зnс=291,72*0,98*0,98=280,16

«Расчет зубчатой передачи редуктора»

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Сталь в наше время - основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотрено заданиями на курсовой проект применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н?350НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Материал зубчатой пары выбирают в следующей последовательности:

1. Выбрать материал для зубчатой пары колес. Твердость шестерни должна быть выше, чем твердость колеса. При этом необходимо ориентироваться на дешевые марки стали типа:

40,45,40Х-для закрытой передачи.

35Л.40Л, 45Л-для открытой зубчатой передачи.

2. Выбрать термообработку для зубьев шестерни и колеса.

3. Результаты подбора занести в таблицу.



	Марка стали	Д пред	Механические свойства	Термо- обработка
		Sпред	твердость поверхности уВ, МПа	предел прочности уТ, МПа	предел текучести уТ, МПа
шестер-ня	40Х	125/80	269…302	900	750	У
колеса	40Х	200/125	235..262	700	640	У

Определение допускаемых контактных напряжений

1) [у_н], Н/мм²

а) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса

К_НL1=

К_НL2=

N₁=573щL_h

N₁=573*37,2*15000=319734000

N₂=573*9,3*15000=79933500



Для улучшенных колёс 1??2,6

Если N>, то принять

1. а) Определяем срок службы.

Где - срок службы (3 года)

- число смен (двусменная работа)

- продолжительность смены (8 часов)

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда

Рабочий ресурс привода принимаем

часов

Средняя твёрдость поверхности зубьев		200	250	300	350	400	450	500	550	600
		-	25	32	38	43	47	52	56	60
	10	16,5	25	36,4	50	68	87	114	143

б) Определяем допускаемые контактные напряжения контактных напряжений, , Н/

Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса, Н/

Для косозубых передач дальнейший расчёт ведут по среднему контактному напряжению.

=0,45*(

Определение долговечности для зубьев шестерни и колеса

;

,

Где - число циклов перемены для сталей;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы привода.

Определение допускаемых напряжений изгиба , Н/

Определение допускаемых напряжений изгиба , Н/

Далее расчёт ведём по наименьшему значению.

Результаты расчёта зубчатой передачи редуктора занести в таблицу 5.

Механические характеристики зубчатой передачи.

элемент передачи	марка стали	Дпред	термообработка	НВ1ср	ув	у-1	[у]н	[уF
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
шестерня	40Х	125/80	У	285,5	900	410	580,9	135,27
колесо	40Х	200/125	У	248,5	790	375	514,3	148,48

Проектный расчёт зубчатой передачи

1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние , мм:

,

а) - вспомогательный коэффициент.

- косозубая передача.

- прямозубая передача.

б) 

в) U - передаточное число редуктора.

U = 4

г) - вращающий момент на тихоходном валу.

д) - среднее допускаемое контактное напряжение.

е) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Полученное значение межосевого расстояния округлить до ближайшего стандартного числа по таблице 12 приложения.

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

m?

а) - вспомогательный коэффициент.

- косозубая передача.

- прямозубая передача.

б)  - делительный диаметр колеса, мм.

==232 мм

в) - ширина венца колеса, мм.

г) - допускаемое напряжение изгиба, Н/

m?20,65

Полученное значение округлить в большую сторону из ряда стандартных чисел:

Таблица 7

m, мм	1	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10
m, мм	1,25	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9

Значения первого ряда предпочесть второму

m = 3

3. Определяем угол наклона зубьев :

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Для прямозубых колёс

Для косозубых колёс

5. Уточняем действительную величину угла наклон зубьев:

6.

7. Определяем число зубьев колеса:



8. Определяем фактическое передаточное число :

9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

Для прямозубых передач

Для косозубых передач

10. Определяем основные геометрические параметры передач, мм.

Таблица 8

Параметр	Шестерня	Колесо
	косозубая	Косозубая
Диаметр	Делительный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца		*

Ширину венца округлить до целого числа по таблице 12 приложения

Диаметры колеса и шестерни округлить до 0,01 мм.

Проверочный расчёт зубчатой передачи.

1. Проверяем межосевое расстояние:

2. Проверяем пригодность заготовок колёс:

;

67,53 ? 120 мм; 56,2 ? 80 мм

3. Проверяем контактные напряжения , Н/

а) K - вспомогательный коэффициент

K = 376 - косозубые передачи.

K = 436 - прямозубые передачи

б) - окружная сила в зацеплении, Н

в) - коэффициент нагрузки:

г) - коэффициент динамической нагрузки.

д) , м/с - окружная скорость колёс

4. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/

а) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

б) - неравномерность нагрузки по длине зуба:

в) - коэффициент динамической нагрузки:

г) и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса для прямозубых колёс. Для косозубых - в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни:

где - угол наклона зубьев.

;

;

Таблица 9

z или
16	4,28	24	3,92	30	3,80	445	3,66	71	3,61	180	3,62
17	4,27	25	3,90	32	3,78	50	3,65	80	3,61	?	3,63
20	4,07	26	3,88	35	3,75	60	3,62	90	3,60
22	3,98	28	3,81	40	3,70	65	3,62	100	3,60

Примечание. Коэффициенты формы зуба соответствуют коэффициенту смещения инструмента x = 0.

Если при проверочном расчёте значительно меньше , то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если свыше 5% то надо увеличить модуль m, соответственно пересчитать число зубьев шестерни и колеса и повторить проверочный расчёт на изгиб. При этом межосевое расстояние не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.

д) - коэффициент, учитывающий наклон зуба:



Результаты расчёта занести в таблицу 9.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

привод редуктор зубчатый передача

Таблица 10

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние		Угол наклона зубьев
Модуль зацепления m		Диаметр делительной окружности: шестерни , колеса
Ширина зубчатого венца: шестерни , колеса
Число зубьев шестерни , колеса		Диаметр окружности вершин: шестерни , колеса
Вид зубьев	Косозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни , колеса

Таблица 11

Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечания
Контактные напряжения , Н/	492,84 Н/	424,88 Н/	-
Напряжение изгиба		135,27 Н/	97,05 Н/	-
		148,48 Н/	85,89 Н/	-

1.3 Расчёт нагрузки валов редуктора

Валы редуктора испытывают два вида деформаций - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

На данном этапе расчёта необходимо рассчитать силы в зацеплении закрытой передачи и консольные силы.

Формулы для расчётов занесены в таблицу 11.

Силы в зацеплении закрытой передачи и консольные силы.

Таблица 12

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
	Радиальная
	Осевая
Муфта	Консольная	На быстроходном валу:	На тихоходном валу:

?? - угол зацепления (20 ?); в - угол наклона зубьев

Схема нагружения валов редуктора выполняется на миллиметровой бумаге формата А4 карандашом и должна содержать: название схемы; силовую схему нагружения валов в изометрии, координатную систему осей x, y, z для ориентации схемы, основную надпись и таблицу силовых и кинематических параметров передачи.

2. Определение геометрических параметров ступеней валов

Таблица 13

Ступень вала и её размеры	Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту		- крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Н*м
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
3-я под шестерню, колесо		возможно при принять
		- определяем графически на эскизной компоновке	- определяем графически на эскизной компоновке
4-я подшипник
		- для шариковых подшипников

Примечания:

1. Значения высоты буртика t, ориентировочные величины фаски ступицы f и ко ординаты фаски подшипника r определить в зависимости от диаметра соответствующей ступени d:

Таблица 14

d	17…24	25…30	32…40	42…50	52…60	62…70	71…85
t	2	2,2	2,5	2,8	3	3,3	3,5
r	1,6	2	2,5	3	3	3,5	3,5
f	1	1	1,2	1,6	2	2	2,5

2. Диаметр выходного конца быстроходного вала, соединённого с двигателем через муфту, определить по соотношению где - диаметр выходного конца вала ротора двигателя.

3. Диаметры и длины ступеней валов d, l округлить до ближайших стандартных чисел, определяя диаметр каждой последующей степени по стандартному значению диаметра предыдущей. Стандартные значения и под подшипники принять равным диаметру внутреннего кольца подшипника d по таблицам 18-21 приложения; стандартные значения диаметров и длин остальных ступеней принять по таблице 12 приложения.

4. При разработке чертежа общего вида привода размеры диаметров и длин ступеней валов (d, l) уточняются.

Для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.

а) При смазывании зубчатых колёс окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колёсами, образование масляного тумана и растекания масла по валам.

V > 2 м/с

б) Смазывание пластичными материалами применяется при окружных скоростях

V > 2 м/с

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет.

Наиболее распространённые для подшипников качения - солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ1957-73).

Размещено на Allbest.ru