I.Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Оглавление

I.Выбор электродвигателя и кинематический расчет.................................................................................... 4

II.Расчет зубчатых колес редуктора............................................................................................................... 4

III.Предварительный расчет валов редуктора............................................................................................... 7

IV.Конструктивные размеры шестерни и колеса........................................................................................... 8

V.Конструктивные размеры корпуса редуктора............................................................................................ 8

VI.Расчет цепной передачи............................................................................................................................ 8

VII.Первый этап компоновки редуктора...................................................................................................... 10

VIII.Проверка долговечности подшипника................................................................................................... 11

IX.Проверка прочности шпоночных соединений......................................................................................... 13

X.Уточненный расчет валов.......................................................................................................................... 14

XI.Посадка зубчатого колеса, звездочки и подшипника............................................................................... 18

XII.Выбор сорта масла................................................................................................................................... 18

XIII.Сборка редуктора................................................................................................................................... 18

Заключение.................................................................................................................................................. 19

Список литературы....................................................................................................................................... 19

 

 

Введение

В машиностроение широко применяют различные механизмы. В их число входит редуктор, расчет которого я провожу.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя (ведущего вала) к валу рабочей машины (ведомого вала).

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестерённый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу степеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.).

Я проектирую привод с одноступенчатым цилиндрическим прямозубым редуктором и цепной передачей. Основной целью моей работы является расчет и конструирование данного привода, основные требования к которому являются: надежность, удобство в эксплуатации и экономичность.

 

Исходные данные на проектирование

Усилие на ленте: F_л=13 кН

Скорость ленты: V_л=1,2 м/с

Диаметр барабана: Д_б=250мм

 

1-электродвигатель

2-муфта

3-одноступенчатый редуктор

4-цепная передача

5-приводной барабан

6-лента конвеерная

А-вал барабана;

В-вал электродвигателя и 1-й вал редуктора;

С-2-й вал редуктора

 

 

I.Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По таблицам примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ή₁=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,ή₂=0,99; КПД открытой цепной передачи ή₃=0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, ή₄=0,99.

Общий КПД привода

 

Мощность на валу барабана 15.6 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

17.82 кВт

Угловая скорость барабана

9.6 рад/с

Частота вращения барабана

91 об/мин

По таблицам по требуемой мощности кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель 4А 180М6 У3, со скольжением и номинальной (рабочей) частотой 973 об/мин.

Угловая скорость двигателя 101.8 рад/с

Проверим общее передаточное отношение:

 

что можно признать приемлемым, т.к. оно находится между 9 и 36.

Частые передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66, для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В	n1=nдв=973 об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с
Вал А	об/мин	рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Н мм

на валу колеса

Н мм

III.Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа по формуле:

мм.

Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобного электродвигателя диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под мм и мм. Примем под подшипниками мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

 

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем МПа.

Диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем мм, под зубчатым колесом мм.

Диаметры остальных участков валов назначаю исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

 

VI.Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

Н мм.

Передаточное число было принято ранее

.

Число зубьев: ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

.

Принимаем и.

Тогда фактическое

.

Отклонение

, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

,

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); учитывает влияние межосевого расстояния,; - учитывает влияние угла наклона линии центров (, если этот угол не превышает, в данном примере); - учитывает способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании натяжения цепи;, при непрерывной смазке; - учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе.

Для определения шага цепи по формуле надо знать допускаемое давление в шарнирах цепи. В таблице допускаемое давление задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочке и шага. Поэтому величиной следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения об/мин. Среднее значение допускаемого давлении при об/мин МПа.

Шаг однорядной цепи

мм.

Подбираем по таблице цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568=75, мм; разрушающую нагрузку кН; массу кг/м; мм².

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила

Н.

Давление в шарнире проверяем по формуле

МПа.

Уточняем по таблице допускаемое давление

МПа. Условие выполнено. В этой формуле 22МПа – табличное значение допускаемого давления при об/мин и мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле

,

где;;.

Тогда

.

Округляем до четного числа.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

мм;

мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

,

где мм – диаметр ролик цепи.

мм;

мм.

Силы, действующие на цепь:

окружная Н – определена выше;

от центробежных сил Н, где кг/м выбранное по таблице;

от провисания Н, где при угле наклона передачи.

Расчетная нагрузка на валы

Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

.

Это больше, чем нормальный коэффициент запаса; следовательно, условие выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки мм; мм; мм;

толщина диска звездочки мм, где - расстояние между пластинками внутреннего звена.

Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.

XI.Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями. Прочность соблюдена при.

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае мм) по таблице выбираем среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Сечение А-А. Это сечение при передачи вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрации. Напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

,

Где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

.

При мм; мм; мм

мм³;

МПа.

Принимаем, и.

.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при Н мм Н мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты мм (муфта УВП для валов диаметром 28 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки Н м.

Момент сопротивления изгибу

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

;

Результирующий коэффициент запаса прочности

 

Получилось близким к коэффициенту запаса. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов оказывают нагрузки, не вносит существенных изменений.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала – сталь 45, МПа.

Предел выносливости МПа и МПа.

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и; масштабные факторы;; коэффициенты и.

Крутящий момент Н мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Н мм;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

Н мм;

суммарный изгибающий момент в сечении А-А

Н мм.

Момент сопротивлению кручению (м; мм; мм)

мм³.

Момент сопротивления изгибу

мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа; среднее напряжение.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

.

Сечение К-К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой с гарантированным натягом; и; принимаем и.

Изгибающий момент

Н мм.

Осевой момент сопротивления

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

МПа;.

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

.

Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от мм к мм; при и коэффициенты концентрации напряжений и. Масштабные факторы;.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

МПа.

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициенты запаса прочности

;

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

.

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и;;.

Изгибающий момент (мм)

Н мм.

Момент сопротивления сечения нетто при мм и мм

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Момент сопротивления кручению сечения нетто

мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициенты запаса прочности

;

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

.

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечения	А-А	К-К	Л-Л	Б-Б
Коэффициент запаса	14,3		8,9	8,6

Во всех сечениях.

XIII.Выбор сорта масла

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

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м²/с.

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

XIV.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 вала:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распоротую втулку, мазеудерживающие кольцо 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 остановкой 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.

Долее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового 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.

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

Заключение

Мною спроектирован привод с одноступенчатым редуктором и цепной передачей.

В процессе проектирования был проведен кинематический расчет и получено, что угловая скорость на валу шестерни равна 101,8 рад/с, на валу колеса 20,36 рад/с и на валу барабана 6,9 рад/с. В результате расчетов получено общее передаточное отношение равное 14,75 и передаточные числа: для цепной передачи 2,95; для всего редуктора 5.

Вращающий момент на валу барабана в 2,95 раз больше, чем на валу колеса и в 14,7 раз больше, чем на валу шестерни.

Контактное напряжение для зубчатого колеса равно 367 МПа, а допустимое напряжение равно 410 МПа. И напряжение изгиба для колеса равно 86 МПа, а допустимое напряжение изгиба для колеса равно 206 МПа. А значит условия и выполнены.

Затем рассчитано межосевое расстояние, которое равно 180 мм, и проведена проверка на контактное и изгибное напряжения, которая показала, что напряжения допустимы.

При расчетах конструктивных размеров корпуса редуктора были приняты: фундаментальный болт с резьбой М20, болт крепящий крышку к корпусу у подшипника с резьбой М16 и болт соединяющий крышку с корпусом с резьбой М12.

Проведена проверка долговечности подшипника и получено, что подшипник на ведомом валу имеет расчетную долговечность в 2,5 раз больше чем на ведущем валу.

Так же проведена проверка на расчетное напряжение смятия, и она показала, что на ведущем валу, на ведомом валу под звездочкой и под зубчатым колесом расчетное напряжение смятия допустимо.

В конце уточнен расчет валов и определено, что сечение К-К самое опасное, т.к. коэффициент запаса прочности.

Список литературы

• Курсовое проектирование деталей машин./С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416с.

Оглавление

I.Выбор электродвигателя и кинематический расчет.................................................................................... 4

II.Расчет зубчатых колес редуктора............................................................................................................... 4

III.Предварительный расчет валов редуктора............................................................................................... 7

IV.Конструктивные размеры шестерни и колеса........................................................................................... 8

V.Конструктивные размеры корпуса редуктора............................................................................................ 8

VI.Расчет цепной передачи............................................................................................................................ 8

VII.Первый этап компоновки редуктора...................................................................................................... 10

VIII.Проверка долговечности подшипника................................................................................................... 11

IX.Проверка прочности шпоночных соединений......................................................................................... 13

X.Уточненный расчет валов.......................................................................................................................... 14

XI.Посадка зубчатого колеса, звездочки и подшипника............................................................................... 18

XII.Выбор сорта масла................................................................................................................................... 18

XIII.Сборка редуктора................................................................................................................................... 18

Заключение.................................................................................................................................................. 19

Список литературы....................................................................................................................................... 19

 

 

Введение

В машиностроение широко применяют различные механизмы. В их число входит редуктор, расчет которого я провожу.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя (ведущего вала) к валу рабочей машины (ведомого вала).

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестерённый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу степеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.).

Я проектирую привод с одноступенчатым цилиндрическим прямозубым редуктором и цепной передачей. Основной целью моей работы является расчет и конструирование данного привода, основные требования к которому являются: надежность, удобство в эксплуатации и экономичность.

 

Исходные данные на проектирование

Усилие на ленте: F_л=13 кН

Скорость ленты: V_л=1,2 м/с

Диаметр барабана: Д_б=250мм

 

1-электродвигатель

2-муфта

3-одноступенчатый редуктор

4-цепная передача

5-приводной барабан

6-лента конвеерная

А-вал барабана;

В-вал электродвигателя и 1-й вал редуктора;

С-2-й вал редуктора

 

 

I.Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По таблицам примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ή₁=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,ή₂=0,99; КПД открытой цепной передачи ή₃=0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, ή₄=0,99.

Общий КПД привода

 

Мощность на валу барабана 15.6 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

17.82 кВт

Угловая скорость барабана

9.6 рад/с

Частота вращения барабана

91 об/мин

По таблицам по требуемой мощности кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель 4А 180М6 У3, со скольжением и номинальной (рабочей) частотой 973 об/мин.

Угловая скорость двигателя 101.8 рад/с

Проверим общее передаточное отношение:

 

что можно признать приемлемым, т.к. оно находится между 9 и 36.

Частые передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66, для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В	n1=nдв=973 об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с
Вал А	об/мин	рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Н мм

на валу колеса

Н мм