Розрахунок редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Реферат

1. Енергосиловий та кінематичний розрахунок привода

1.1 Визначення номінальної потужності та номінальні частоти обертання двигуна

1.2 Визначення передаточного числа привода ті його ступенів

1.3 Розрахунок силових і кінематичних параметрів привода

2. Вибір матеріалу зубчатих передач. Визначення допустимих напружень

2.1 Вибір твердості, термообробки та матеріалів зубчатих закритих передач

2.2 Визначення допустимих контактних напружень

2.3 Визначення допустимих напружень згину

3. Розрахунок зубчатих передач редукторів

3.1 Проектний розрахунок редукторної пари

3.2 Перевірочний розрахунок редукторної пари

4. Розрахунок відкритої передачі

4.1 Проектний розрахунок відкритої передачі

4.2 Перевірочний розрахунок відкритої передачі

5. Навантаження валів редуктора

5.1 Визначення консольних сил і сил в зачепленні закритих передач

5.2 Силова схема навантаження валів редуктора

6. Проектний розрахунок валів

6.1 Вибір матеріалу валів

6.2 Вибір допустимого напруження на кручення

6.3 Визначення геометричних параметрів ступенів валів

6.4 Попередній вибір підшипника

7. Вибір типу підшипника

8. Змащування передачі і підшипників редуктора

9. Пристрій натягу пасової передачі

10. Розрахунок шпонкових з'єднань

Висновок

Перелік посилань



Реферат

Пояснювальна записка складається з 31 сторінок, , 2 додатків, 6 джерел.

Виконано розрахунок і конструювання механічного привода у складі електродвигуна, пасової передачі, циліндричного одноступінчатого редуктора. Розрахунковий строк служби привода складає 35040 годин, коефіцієнт корисної дії з=0,903.

Для привода передбачено використання асинхронного коротко-замкнутого двигуна 112МА6 потужністю P=2.5 кВт, з асинхронною частотою обертання 1000.

Виконано проектні та перевірні розрахунки передач і валів привода, а також здійснено вибір підшипників опор валів. Передбачена робота редуктора без зміни підшипників за час строку служби. Змащування коліс передачі рідинне, мастилом індустріальним легованим у кількості 1.1 літрів і підшипників - консистентне.

КЛЮЧОВІ СЛОВА: ДВИГУН, РЕДУКТОР, ПЕРЕДАЧА, ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО, ВАЛ, ПІДШИПНИК, ПАС, МІЦНІСТЬ, НАПРУЖЕННЯ, ДОВГОВІЧНІСТЬ, СТАЛЬ, ДЕТАЛЬ.

вал пасовий підшипник привод



1. Енергосиловий та кінематичний розрахунки привода

1.1 Визначення номінальної потужності та номінальні частоти обертання двигуна

Розрахункова потужність електродвигуна , визначається через потужність на вихідному валу привода :

де - тягова сила ленти;

- швидкість ленти.

Розрахункова потужність електродвигуна :

де - загальний ККД приводу:

де - ККД закритої передачі;

- ККД відкритої передачі ;

- ККД муфти.

- ККД підшипника кочення, 2 пари.

Згідно з ГОСТ 19523-81 підбираємо двигун із стандартною потужністю. Беремо двигун , підраховуємо недовантаження:

Перевантаження не перевищує допустиме.

При - синхронна частота обертання.

, двигун виконання 112МА6

1.2 Визначення передавального числа приводу і його ступенів

Визначаємо частоту обертання приводного вала робочої машини для ланцюгового конвеєра , об / хв:

Визначаємо передавальне число приводу для всіх прийнятних варіантів типу двигуна при заданій номінальній потужності

Визначаємо передавальні числа ступенів приводу залишити передавальне число редуктора постійним, змінюючи передавальне число відкритої передачі та ,

Визначаємо максимальне допустиме відхилення частоти обертання приводного вала робочої машини , об / хв

Визначаємо допускаему частоту обертання приводного вала робочої машини з урахуванням відхилення [], об / хв:

[]=

.

Визначити фактичне передавальне число приводу

Уточнюємо передавальні числа закритою і відкритою передач у відповідних до обраним варіантом розбивки передавального числа приводу:

Вибираємо двигун 112МА6

двигун 112МА6 виконання ІМ1081:

112 - відстань від опорної поверхні до осі вала, мм;

4- число полюсів;

955 - асинхронна частота ,;

1.3 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Силові і кінематичні параметри приводу розраховують на валах приводу з необхідної потужності двигуна і його номінальної частоти обертання при сталому режимі.

Параметр	Вал	Послідовність з'єднання елементів приводу за кінематичної схемою
		дв-м-зп-оп-рм
Потужність Р, кВт	дв Б Т рм
Частота обертання n,об/хв	Кутова швидкість , 1/с	дб	=955об/хв
		Б
		Т
		рм
Обертаючий момент Т, Н*м	дв Б Т рм



2. Вибір матеріалу зубчатих передач. Визначення допустимих напружень

2.1 Вибір матеріалу, термообробки та матеріал зубчатих закритих передач

Шестерня

Колесо

Термообробка:

для колеса - поліпшення ;

для шестерні - поліпшення .

2.2 Визначення допускаються контактних напруг

Термін служби приводного пристрою ч.

- тривалість зміни - кількість змін - термін служби приводу.



Визначити коефіцієнт довговічності для зубів шестерні і колеса
Визначити допустимі контактні напруги для зубів шестерні і колеса

Циліндричні і конічні зубчасті передачі з прямими і непрямими зубами при - = 20 ... 50 розраховують по меншому значенням з отриманих для шестерні і колеса .

2.3 Визначення допустимих напружень вигину ,

Коефіцієнт довговічності для зубів шестерні і колеса :

Допустимі напруження згину для зубів шестерні і колеса :

Розрахунок модуля зачеплення для циліндричних і конічних зубчастих передач з прямими та непрямими зубами виконують по меншому значенням з отриманих для шестерні і колеса .

Таблична відповідь:

Елементи передачі	Марка сталі	(мм)	Термооброка
		(мм)
Шестерня	45	80,50	Поліпшення	285,5	890	380	580	293,6
Колесо	45	125,80	Поліпшення	248,5	780	335	513,4	255,4



3. Розрахунок зубчатих передач редукторів

Проектний розрахунок редукторної пари

Визначення розрахункової між осьової відстані, мм:

,

де - розрахункова між осьова відстань;

U - передаточне число передачі U=2.5 ;

- розрахунковий момент на колесі, ;

- коефіцієнт концентрації навантаження (), згідно зі значенням відносної ширини шестерні :

,

де - коефіцієнт ширини зубчатого вінця, =0,300 .

;

- для прямозубих коліс = 43 МПа .

Розрахункове значення приводимо до стандартного значення по ГОСТ 2185-66 : .

Розрахунок модуля m:

Модуль зачеплення розрахункове дорівнює:



=

Зводимо до стандартного ряду (СТ СЄВ 310-76), m=2 мм

Розрахунок параметрів зубчатих коліс:

Кут наклону : 10,3

Сумарне число зубців для прямозубої передачі:

.

Дійсна величина кута: 11,5

Число зубців шестерні:

.

Число зубців колеса:

Фактичне передаточне число:

.

( +;-4%)

При сумарному зміщенні та куті вичислимо наступне:

-Ділильний діаметр, мм:

,

Перевірка:

-Діаметр початкових окружностей, мм:

-Діаметр окружностей головок, мм:

-Діаметр окружностей впадин, мм:



-Діаметр основних окружностей при , мм:

-Ширина зубчатого вінця, мм:

-Коефіцієнт торцевого перекриття, :

Придатність заготовок коліс:

Щоб отримати при ТО прийняті для розрахунків механічні характеристики матеріалу коліс, розміри заготовок коліс не повинні перевищувати граничні величини.

Умови придатності заготовок коліс:

;

- будь-яке значення;

- будь-яке значення;

Розрахуємо :

Умови придатності заготовок виконуються, тож матеріали для виготовлення колес підходять.

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі.

- колова сила:

;

- радіальна сила:

;

Осьова сила

* tg =2948,8*0,2=590H

Окружна швидкість, м/c:

Отже ступінь точності виготовлення 9-мий.



3.2 Перевірний розрахунок

Перевірний розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому.

Контактне напруження в зубцях:

де -30 мм, ширина зубця вінця колеса;

- коефіцієнт концентрації навантаження, =1;

- коефіцієнт динамічного навантаження :

- коефіцієнт враховуючий розподілення навантаження між зубцями в залежності від ступеня точності, 9-й ступінь, =1 .

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо .

Перевірний розрахунок зубців на втому при згині.

де - допустиме напруження при згині;

- коефіцієнт форми зуба;

=0,92- коефіцієнт нахилу зубців;

де - коефіцієнт динамічності ():

;

- коефіцієнт розподілення навантаження між зубцями;

- коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба ;

Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується, оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень :

< ; <

Між осьова відстань 130

Кут нахилу зуба 11,5

Ступінь точності. ГОСТ 1643-81 9

шестерня колесо

Число зубців 3691

Напрям лінії зуба косозуба

Коефіцієнт зміщення х0 0

Ділильний діаметр 73,5 185,7

Діаметр вершин зубців 77,5 189,7

Діаметр впадин 68,7 180,9

Ширина 4239

Сили в зачепленні циліндричних коліс:

Колова сила 2948,8

Радіальна сила 1106,4

Осьова сила 590



4. Розрахунок відкритих передач

4.1 Проектний розрахунок відкритої передачі

1) Визначення діаметру ведучого шківа

d 1>(35-70)b=70*2,8=196мм

2)Визначення діаметру відомого шківа

d 2=u*d(1-e)=4*200*(1-0,01)=792

d2=800мм

3) Визначення передаточного числа

Uф=

4) Визначення міжосьової відстані

a1,5(d1+d2)=1,5*(200+800)=1500мм

5) Визначення розрахованої довжини паса

l=2*a+(d2+d1)+

L=4000 мм

6) Уточнити значення міжосьової відстані а по стандартній довжині l

а=

7) Визначення кута обхвату паса ведучого шківа

8) Визначення швидкості паса

9 )Визначення частоти пробігу паса

10) Визначення кругової сили

Ft

11) Визначення допустимої питома окружна сила

12)Визначення ширини паса



b=355 мм - ширина паса

B=1,1*b+10=1,1*355+10=400мм - ширина шкива

13) Визначення площі поперечного перерізу паса

А=

14) Визначення сили попереднього натягу паса

Fo=A* =994*2=1988H

15) Визначення сили натягу відомого та відомої гілки паса

F1=Fo+=1988+=2588H

F2=Fo-=1988-=1388H

16) Визначення сили тиску паса на вал

Fоп =2*Fo*sin(= 2*1988*sin(=3848,5 H

4.2 Перевірка розрахунок відкритої передачі

- максимальне напруження , Н/мм2:



1)Напруження розтягування

2) Напруження вигину

3)Напруження відцентрових сил

4)Допустиме напруження розтягування

=8 Н/мм2

Підсумкові дані розрахунку :

Тип пасу Б-2240Ш ГОСТ1284.1-80 - ГОСТ 1284.3-80

Міжосьова відстань 1176,8

Товщина паса 2,8

Ширина паса 355

Довжина паса 4000

Кута обхвату паса ведучого шківа 150,9

Частоти пробігу паса 1,6

Діаметру ведучого шківа 196

Діаметру відомого шківа 792

Максимальне напруження 4,55

Сили попереднього натягу паса 1988

Сили тиску паса на вал 3848,5

5. Навантаження валів редуктора

5.1 Визначення консольних сил і сил в зачепленні закритих передач

Вид відкритої передачі	Сили в зачепленні	Значення сили, Н
		на шестерні	на колесі
Циліндрична прямозуба	Окружна Радіальна Осьова
Муфта			=2068,36
Клинопасова

5.2 Силова схема навантажень валів редуктора



6. Проектний розрахунок валів

6.1 Вибір матеріалів валів

У проектованих редукторах рекомендується застосовувати термічно оброблені середньовуглецеві та леговані сталі 45, 40Х, однакові для швидкохідного і тихохідного валу. Механічні характеристики сталей для виготовлення валів визначають за

6.2 Вибір допустимих напружень на крученні

Проектний розрахунок валів виконується по напругам кручення (як при чистому крученні), тобто при цьому не враховують напруги вигину, концентрації напруг і змінність напруг в часі (цикли напружень). Тому для компенсації наближеності цього методу розрахунку допустимі напруги на кручення застосовують заниженими: = 10...20 М/

При цьому меньше значення-для

бистроходних валів, більше-для тихохідних.

для бистрохідного;

для тихохідного.



6.3 Визначення геометричних параметрів ступенів валів

Бистрохідний

Ступінь валу і його параметри	Вал-шестерня циліндрична
1-ша під елемент відкритої передачі чи її муфти		де
		під шестерню під напівмуфту під шків
2-га під елемент кришки с отвором і підшипником		-значення висоти буртика
3-я під шестерню, колесо		r=2- координати фаски підшипника
4-а під підшипник
		-для кулькових підшипників (див. )

Тихохідний

Ступінь валу і його параметри	Вал-шестерня циліндрична
1-ша під елемент відкритої передачі чи її муфти		де
		під шестерню під напівмуфту під шків
2-га під елемент кришки с отвором і підшипником		,9 -значення висоти буртика
3-я під шестерню, колесо		r=3- координати фаски підшипника
		=1,25*d2=57,3
4-а під підшипник
		-для кулькових підшипників (див. )



7. Вибір типу підшипника

З розрахунків валів мі можемо зробити попередній вибір підшипників.

Підшипники кочення радіальні

Бистрохідний вал:

Позначення підшипника 306.

Серія - середня.

Тип - підшипник кульковий радіальний однорядний.

Схема установки - з одною фіксуючою опорою.

d = 45мм.

D = 100мм.

B = 25мм.

r = 2,5 мм.

C = 52,7кH

C = 30кH

Тихохідний вал вал:

Позначення підшипника 309.

Серія - середня.

Тип - підшипник кульковий радіальний однорядний.

Схема установки - з одною фіксуючою опорою.

d = 50мм.

D = 100мм.

B = 27мм.

r = 2.5 мм.

C = 61,8кH

C = 36кH



8. Змащювання передачі і підшипників редуктора

Передачі

Спосіб змазування .

Для редукторів загального призначення застосовують безперервне змазування рідким маслом картерним непроточним способом (зануренням).

Вибір сорту масла.

Рекомендована кінематична в`язкість змазки

V = до 2м/с

до 600МПа

Марка мастила И-Г-A-68

Визначаємо кількість масла.

Визначаємо рівень масла.

Підшипники

Для змащування підшипників використовуємо солідол жировий

(ГОСТ 1033-79) . Тому що, V = до 2м/с.



9. Пристрій натягу пасової передачі

Для забезпечення натягу пасової передачі застосовується натяжний пристрій, де в якості салазок виступають пази на рамі.

Рисунок 9.1 - Ескіз натяжного пристрою

Рама

Рама виготовляється зварною з швелера. Розміри швелера та косої шайби обираються згідно діаметру фундаментальних болтів редуктора.

Рисунок 9.2 - Ескіз швелера та косої шайби

Виходячи із того, що для кріплення редуктора використовуються фундаментальні болти М12 обирається швелер №12.



10. Розрахунок шпонкових з'єднань

У даному редукторі застосовуються з'єднання коліс передач з валами за допомогою призматичних шпонок за ГОСТ 23360-78.

Рисунок 10.1 - З'єднання призматичною шпонкою

Швидкохідний вал

Розрахунок шпонкового з'єднання консольної ділянки швидкохідного вала

За діаметром вала d=38.6мм згідно зі стандартом вибираємо такі розміри з'єднання: ширина шпонки b = 10 мм; висота h = 8 мм; глибина паза на валу t1 = 5 мм і у маточини колеса t2 = 3,8 мм.

Допустимі напруження приймаємо як для нерухомого з'єднання, передаючого навантаження з поштовхом [у]=100МПа

Розрахуємо робочу довжину шпонки, мм:

Повна довжина шпонки, мм:



За стандартом беремо l=28 мм.

Отже, з'єднання можна здійснити призматичною шпонкою ГОСТ 23360-78

Тихохідний вал

Розрахунок шпонкового з'єднання тихохідного вала ділянки під колесо.

За діаметром вала d=40,9 мм згідно зі стандартом вибираємо такі розміри з'єднання: ширина шпонки b = 16 мм; висота h = 10 мм; глибина паза на валу t1 = 6 мм і у маточини колеса t2 = 4,3 мм.

Допустимі напруження приймаємо як для нерухомого з'єднання, передаючого навантаження з поштовхом [у]=100МПа

Розрахуємо робочу довжину шпонки, мм:

Повна довжина шпонки, мм:

За стандартом беремо l=45 мм.

Отже, з'єднання можна здійснити призматичною шпонкою ГОСТ 23360-78.



Висновок

Мета курсового проекту - спроектувати механічний привод у складі електродвигуна, пасової передачі, редуктора циліндричного одноступінчастого та зварної рами.

В ході енергосилових та кінематичних розрахунків параметрів привода ми обрали асинхронний електродвигун 112МА6 потужністю 2.5 кВт та з частотою обертання 1000, передаточне число привода U=11.2, строк роботи привода

При розрахунку пасової передачі ми визначили тип пасу Б - 2240Ш ГОСТ 1284.1 - ГОСТ 1284.3-80, необхідне число клинових пасів Z=1, кількість замін пасів n=2.

При розрахунку циліндричної передачі ми перевірили передачу на міцність, визначили параметри та характеристики зубчастого колеса і шестерні, їхню колову швидкість V=0.93 м/с, міжосьову відстань , коефіцієнт перевантаження .

При компоновочному розрахунку валів ми компоновочно розрахували параметри валів, компоновочно підібрали підшипники та варіант їхньої установки, виконали ескізну компоновку редуктора. Також склали схеми сил, що діють на вали редуктора і розрахували їх.

При розрахунку підшипників ми остаточно обрали підшипники кулькові радіальні однорядні легкої серії №306 та №309 для швидкохідного і тихохідного вала відповідно.

В пункті «Змащування та ущільнення» ми призначили мастило марки И-Г-А-68 та розрахували його необхідний об`єм, спосіб змащення підшипників та зубчатого зачеплення - розбризкування. Також обрали ущільнення - манжети гумові армовані.

Таким чином в результаті виконання курсового проекту був створений циліндричний редуктор з параметрами:

Обертовий момент на тихохідному валу Т=273.8 Н·м

Частота обертання тихохідного валу хв-1

Потужність на виході Р=2,2 кВт

ККД привода з=0,903

Передаточне число привода U=11,2

Ресурс роботи привода t?=35040 год.

Тип електродвигуна 112МА6

Об'єм мастила 1.5 л

Параметри редуктора задовольняють початковим вихідним даним.

Графічна частина складається з креслень загального виду редуктора та редуктора з приводом, та деталювання яке включає в себе тихохідний вал, прямозубе колесо, швидкохідний вал і кришку швидкохідного валу.



Перелік посилань

1. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. И доп. - К: Выща шк. 1990. - 151с.

2. Дунаев П.Ф., Леліков О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 4-е узд., перераб. И доп. - М.: Висш. шк., 1985. - 416с.

3. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни «Деталі машин» для студентів спеціальностей: 8.090202, 8.090203, 8.090205, 8.090206, 8.090211, 8.090214, 8.092301, 7.100102 заочної, дистанційної та денної форми навчання/ Укл.: Е.Т. Білий, О.П. Ляшенко. - Запоріжжя: ЗДТУ, 2000. - 85с.

4. Методичні вказівки до розрахунку та проектування ланцюгової передачі з дисципліни «Деталі машин» для студентів спеціальностей: 8.090101 8.090202, 8.090203, 8.090205, 8.090206, 8.090211, 8.090214, 8.092301, 7.100210, 7.090260 денної, заочної і дистанційних форм навчання/ Укл.: Вільчек О.І., Глушко В.І., Камель Г.І. -2-е вид., перероб. І доп.- Запоріжжя: ЗНТУ, 2003. - 18с.

5. Методичні вказівки до розрахунку циліндричних передач редукторів з дисциплін «Деталі машин та основи конструювання машин» та «Основи конструювання машин» для студентів спеціальностей: 8.090.202, 8.090.203, 8.090.205, 8.090.206, 8.090.211, 8.090.214, 8.092.301, 8.092.303 усіх форм навчання/ Укл.: О.І. Вільчек. - Запоріжжя: ЗДТУ,1999. - 24с.

6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.:

7. Висш. шк., 1998. - 432с.

Размещено на Allbest.ru