Редуктор цилиндрический горизонтальный

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определение мощности на выходном валу привода

1.2 Определение потребной мощности электродвигателя

1.3 Определение коэффициента полезного действия всего привода

1.4 Определение частоты вращения приводного вала

1.5 Определение ориентировочного передаточного отношения всего привода

1.6 Определение потребной частоты вращения вала электродвигателя

1.7 Выбор электродвигателя по потребной мощности

1.8 Уточнение общего передаточного отношения привода

1.9 Разбивка общего передаточного числа привода по ступеням

1.10 Определение частоты вращения валов привода

1.11 Определение мощностей на валах

1.12 Определение крутящих моментов на валах привода

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и термической обработки

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.3 Определение межосевого расстояния

2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса

2.5 Расчет и выбор по СТ СЭВ модуля передачи

2.6 Определение суммарного числа зубьев

2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

2.8 Определение фактического передаточного числа

2.9 Определение геометрических размеров колес

2.10 Определение усилий в зацеплении

2.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

2.13 Основные геометрические параметры зубчатого зацепления

3. Проектный расчет валов цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов

3.2 Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников

3.3 Определение диаметров ведомого вала и предварительный подбор подшипников

4. Выбор и расчет шпонок

4.1 Выбор и расчет шпонок для ведущего вала

4.2 Выбор и расчет шпонок для ведомого вала



Введение

Редуктор - это механизм, служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине, состоящий из зубчатых или червячных колёс, выполненный в виде отдельного агрегата. Редуктор служит для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельного агрегата, называют мультипликаторами или ускорителями. Редуктор стоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в который элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников, устройства для охлаждения. Редуктор проектируют или для привода определённой машины, или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организованно серийное производство редукторов. Редукторы классифицируют по основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные; цепные, ременные и др.), числу ступеней (одноступенчатый, двухступенчатый и т. д.), типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и др.), относительному расположению редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенности кинематической схемы (развёрнутые, соосные с развёрнутой ступенью и др.). Редукторы бывают одноступенчатые цилиндрические (их корпуса часто выполняют литыми чугунными, валы монтируют на подшипники качения или скольжения), одноступенчатые конические (применяются для передачи движения между валами, оси которых пересекаются под углом 90°), двухступенчатые цилиндрические (отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колёс на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба, и в них лучше применять жёсткие валы), червячные (применяются для передачи движения между валами, оси которых перекрываются). Редукторы применяют в различных отраслях машиностроения, особенно в подъёмно-транспортном, химическом машиностроении, металлургическом, судостроении.

При выполнении данной расчетно-графической работы был разработан редуктор цилиндрический горизонтальный. По типу передаваемой нагрузки - зацепление. По принципу движения валов - простой механизм, в котором вал вращается вокруг своей оси. По конструктивному исполнению - закрытый механизм, который имеет общий жёсткий и герметичный корпус. По количеству ступеней - одноступенчатый. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колёс были в него погружены.

При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние поверхности корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Применяется картерная смазка, так как окружная скорость 2,02 м/с. Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. При картерной смазке колёс подшипники качения смазываются брызгами масла. Для осмотра зубьев зацепления и залива масла, при сборке в крышке в крышке предусмотрено смотровое окно, закрываемое крышкой.

привод электродвигатель передача шпонка



1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определение мощности на выходном валу привода

, [1,c.6]

где - тяговое усилие на ленточном транспортере, = 6 кН,

- скорость движения ленты, = 1 м/с

кВт.

1.2 Определение коэффициента полезного действия всего привода

, [1, c.6]

где - КПД, учитывающий потери в соединительной муфте,

- КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения,

n- число пар подшипников, n=3,

-КПД, учитывающий потери в зубчатой передаче,

- КПД, учитывающий потери в цепной передаче.

По рекомендации [1, с.5, таблица 1.1] принимаем: = 0,98; = 0,99;

= 0,97; = 0,94;

.

1.3 Определение потребной мощности электродвигателя

кВт [1, с.6]



1.4 Определение частоты вращения приводного вала

, [1. c.7]

где - диаметр барабана, = 250 мм = 0,25 м,

об/мин

1.5 Определение ориентировочного передаточного отношения всего привода

, [ 1, с. 8 ],

где - общее передаточное число рассматриваемой схемы привода;

- передаточное отношение зубчатой передачи (редуктора),

- передаточное отношение цепной передачи.

По рекомендации [1, с.7, таблица 1.2]:

= 2,5…5 принимаем

= 1,5…4 принимаем =3

.

1.6 Определение потребной частоты вращения вала электродвигателя

=76,4 [ 1, с. 7],



1.7 Выбор электродвигателя по потребной мощности

По рекомендации [1, с.384, таблица 19.27] для рассматриваемой кинематической схемы назначаем электродвигатель марки: 160S8/730, кВт, 730 об/мин.

1.8 Уточнение общего передаточного отношения привода

1.9 Разбивка общего передаточного числа привода по ступеням

1.10 Определение частоты вращения валов привода

730 об/ мин,

730 об/ мин,

мин,

об/мин,

где - частота вращения ведущего (быстроходного) вала;

- частота вращения ведомого (тихоходного) вала;

- частота вращения приводного вала.



1.11 Определение мощностей на валах

1.12 Определение крутящих моментов на валах привода

Н•м, [1, c.10]

Н•м,

Н•м,

где - вращающий момент ведущего вала;

- вращающий момент ведомого вала;

- вращающий момент приводного вала.



2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и термической обработки

Таблица 1 Выбор материалов и термической обработки

	Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев	ут , МПа
шестерня	45	улучшение	269…302 НВ	650
колесо	45	улучшение	235…262НВ	540

Для дальнейших расчетов определяем среднюю твердость колес:

,

,

. [1,с.13]

2.2 Определение допускаемых напряжений

[ у ]_Н=К_HL•[у]_HO,

[ у ]_F=К_FL•[у]_FO, [1, с.14]

где [ у ]_Н - допускаемое напряжение на контактную прочность, МПа;

[ у ]_F - допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

К_HL - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям;

К_FL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб;

[у]_HO - предел выносливости контактного напряжения, соответствующий базовому числу циклов нагружения, МПа;

[у]_FO - предел выносливости напряжения изгиба, соответствующий базовому числу циклов нагружения, МПа.

[у]_HO=1,8+67,

[у]_FO=1,03. [1, c.14, табл. 2.2]

Так как средняя твердость колеса и шестерни разная, то допускаемые напряжения определяются для обоих колес.

Для шестерни:

[у]_HO1=1,8•285,5+67=581 МПа,

[у]_FO1=1,03•285,5=294 МПа.

Для колеса:

[у]_HO2=1,8•248,5+67=514 МПа,

[у]_FO2=1,03•248,5=256 МПа.

К_HL, [1, с.14]

где - базовое число циклов нагружения при расчете на контактную прочность;

- действительное число циклов перемены напряжений.

[3,с.11, рисунок 2.1],

,

для шестерни:

,

для колеса:

, [1, c.14]

где - время работы передачи, час.

,

.

По рекомендации [1, с.14] при условии ? принимаем: К_HL1,0 .

К_FL , [1, с.14]

где - базовое число циклов нагружения при расчете на изгиб,

m - показатель степени в уравнении кривой усталости.

По рекомендации [1, с.14] при термообработке - улучшение принимаем m=6 и при условии ?4•10⁶ принимаем К_FL=1.

Напряжения для шестерни:

[ у ]_Н1=1,0•581=581 МПа,

[ у ]_F1=1,0•294=294 МПа,

Напряжения для колеса:

[ у ]_Н2=1,0•514=514 МПа,

[ у ]_F2=1,0•256=256 МПа.

За расчетное напряжение на контактную прочность принимаем меньшее значение [ у ]_Н2 = 514 Мпа.



2.3 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние рассчитываем по формуле [1, с.16]:

,

где - коэффициент межосевого расстояния,

- коэффициент концентрации нагрузки,

- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию.

Так как рассчитывается передача с прямозубыми колесами, то принимаем

[1, c. 15], U = U₁= 2,3; T₂ = 317 Н•м.

Для прямозубых передач принимаем (колеса на валах расположены симметрично).

Коэффициент ширины колеса по делительному диаметру:

.

,

S = 8 (расположение шестерни относительно опор симметричное),

мм.



Полученное значение округляем в большую сторону т.е. принимаем =150 мм. [1,с.363, Табл. 19.1]

2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса

[1, c.16],

где - делительный диаметр, мм;

мм.

Ширина колеса определяется по формуле [1, c.16]:

,

где - ширина колеса, мм;

мм

Определяем ширину шестерни.

[1,с.18]

Принимаем



2.5 Расчет и выбор модуля передачи

[1, c. 16],

где - модуль передачи, - коэффициент модуля, для прямозубых колес = 6,8.

= 256 МПа = 256•10⁶ Па (см. 2.2),

1,5 мм.

2.6 Определение суммарного числа зубьев и предварительного угла наклона

[1, c.17],

где - суммарное число зубьев; - минимальный угол наклона зубьев. Минимальный угол наклона для прямозубых колес равен 0.

2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни рассчитываем по формуле [1, c.17]:

,

где - число зубьев шестерни; для прямозубых колес



,

принимаем =45.

Число зубьев колеса определяем по формуле [1, c.17] :

2.8 Определение фактического передаточного числа

Фактическое передаточное число определяем по формуле [1,с.17]:

Отклонение от заданного передаточного числа:

, [1, с.17],

.

2.9 Определение геометрических размеров колес

Рисунок 1 Основные размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр шестерни определяем по формуле [1, с.17]:

,

делительный диаметр колеса:

[1, с.17]

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев определяем по формулам [1, с.18]:

для шестерни:

,

,

для колеса:

,

.

2.10 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

. [1,c.23]

Радиальная сила:



[1,c.23]

где б=20⁰ - стандартный угол.

Осевая сила:

2.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

, [1, с.19]

где расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса;

коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

коэффициент динамической нагрузки, ;

коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;

коэффициент, учитывающий форму зуба колеса;

эквивалентная окружная сила, (см. п.р.2.10).

Окружная скорость вращения колеса:

м/с.

По значению степени точности принимаем для прямозубых передач.

, [1, с.19]

По найденным , и выбираем [1, с.22, табл. 2.6] и .

,

[1, c.24]

где расчетное напряжение изгибав зубьях шестерни.

Прочность колес по напряжениям изгиба обеспечена, так как выполняется условие:

,

.

2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

, [1, c.20]

,

где расчетное контактное напряжение;

коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

коэффициент динамической нагрузки.

Для прямозубых колес принимаем [1, c.20]: ; ;



[ у ]_Н2 = 514 Мпа

Прочность колес по контактным напряжениям обеспечена, так как выполняется условие:

.

2.13 Основные геометрические параметры зубчатого зацепления

Таблица 2 Основные геометрические параметры зубчатого зацепления

Наименование параметров	Обозначение и размерность	Формулы и результаты расчета
		шестерни	колеса
Межосевое расстояние	, мм	0.5 (d1+d2)=150
Модуль нормальный	m, мм	m =2
Угол наклона зуба	в, град	в =0
Модуль окружной	, мм
Шаг зубьев нормальный	, мм	6,28
Шаг зубьев окружной	, мм	6,28
Число зубьев	,		105
Делительные диаметры	, мм
Высота головки зуба	, мм
Высота ножки зуба	, мм	=2,5
Высота зуба	, мм	=2,25
Диаметр вершин	, мм
Диаметр впадин	, мм
Передаточное число
Ширина колес	, мм



3. Проектный расчет валов цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов

Таблица 3 Выбор материалов [2, с 17]

	Марка стали	Твердость НВ, не ниже	Механические свойства, МПа
вал-шестерня	45	240	800	550	300	350	210
вал колеса	45	240	800	550	300	350	210

Допускаемое напряжение на кручение по рекомендации [2, с.17] принимаем 20…25 МПа. Примем его среднее значение 22,5 МПа.

3.2 Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников

Рисунок 2 Конструкция ведущего вала

где - диаметр выступающего конца вала;

- диаметр вала под подшипник;

- диаметр буртика для упора подшипника;

t - высота буртика;

r - радиус галтели вала;

- делительный диаметр;

- диаметр впадины

Диаметр выступающего конца вала на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

? ,

= мм

Полученный диаметр, округлив по СТ СЭВ 208-75, принимаем по рекомендации [2, с.18] .

По рекомендации [1, с.33 таблица 3.1] принимаем t = 3,5 мм.

мм.

Принимаем 35 мм. [2, с.18]

[2, с.18]

По рекомендации [1, с.33, таблица 3.1] принимаем r = 2 мм,

мм,

Принимаем мм.



Таблица 4Технические характеристики подшипников ведущего вала

Обозначение подшипника	Внутренний диаметр , мм	Наружный диаметр , мм	Ширина подшипника , мм	Динамическая грузоподъемность , кН	Статическая грузоподъемность , кН
307	35	80	21	33,2	18

3.3 Определение диаметров ведомого вала и предварительный подбор подшипников

Рисунок 3 Конструкция ведомого вала

где - диаметр выходного конца вала,

- диаметр под зубчатое колесо,

- диаметр буртика для упора зубчатого колеса,

- диаметр буртика для упора подшипника,

- диаметр вала под подшипник,

- фаска

? ,

мм.

Полученный диаметр, округлив по СТ СЭВ 208 - 75, принимаем по рекомендации [2, с.19] .

= [2, с.19]

По рекомендации [1, с.33, таблица 3.1] принимаем t = 3,5 мм

мм.

Принимаем мм по рекомендации [2, с.19]

[2, с.19]

По рекомендации [2, с.5, таблица 3.1] принимаем r = 2,5 мм,

402 + 3,2•2,5 = 50 мм,

по рекомендации [2, с.5] принимаем = 50 мм.

[2, с.7]

По рекомендации [1, с.33, таблица 3.1] принимаем 1,6 мм,

+ (5…7) , [2, с.20]

41 + 6 = 47 мм,

47 + 3•1,6 = 51,8 мм,

мм.

Таблица 5Технические характеристики подшипников ведомого вала

Обозначение подшипника	Внутренний диаметр , мм	Наружный диаметр , мм	Ширина подшипника , мм	Динамическая грузоподъемность , кН	Статическая грузоподъемность , кН
309	45	100	25	52,7	30



4. Выбор и расчет шпонок ведущего вала

4.1 Выбор и расчет шпонок ведущего вала

Рисунок 4 Эскиз шпонки, установленной на вал

По значению = 28 мм выбираем шпонку размерами: b = 8 мм, h =7 мм, = 4 мм, =3,3.

Определяем предварительную длину шпонки:

l_цил - (5…10)мм = 36 - (5…10) = 37…32 мм.

l_цил выбираем по [1,с.270,табл.15.1]

По рекомендации [1, с.369] принимаем 36 мм

Выбираем шпонку следующих размеров: 8Ч7Ч36.

Проверяем выбранную шпонку по условию смятия:

, [1, c.91]

Для стальных ступиц = 110…190 МПа (по рекомендации [1, c.91]).

,

.

Т.к. 54 МПа < = 110…190 МПа, следовательно, выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности.

4.2 Выбор и расчет шпонок ведомого вала

Рисунок 5 Эскиз ведомого вала с колесом

По значению = 50 мм принимаем шпонку размерами: b = 14 мм, h = 9 мм, = 5,5 мм, =3,8 мм.

b_щ2 - (5…10)мм = 30 - (5…10) мм = 25…20 мм, По рекомендации [1, с.369] принимаем 25 мм.

Выбираем шпонку следующих размеров: 14Ч9Ч25.

,

.

Т.к. 182 МПа < 110…190 МПа, следовательно, выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности.

По значению = 34 мм выбираем шпонку для конца ведомого вала. По рекомендации [1, с.300, таблица18.19] принимаем b = 10 мм, h = 8 мм, = 5 мм, =3,3.

= (1,5-2)34 = 51…68 мм.

По рекомендации [1, с.369] принимаем 63 мм

Выбираем шпонку следующих размеров: 10Ч8Ч63.

,

,

Т.к. 157,4 МПа < 110…190 МПа, следовательно, выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности.

Размещено на Allbest.ru