Расчет редуктора. Курсовая работа: Расчет редуктора Как рассчитать обороты на редукторе

Задание на проектирование

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

6.ЗАПАС УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ. Уточненный расчет валов

7. Расчет шпонок

9.СБОРКА РЕДУКТОРА

Выбор по основным характеристикам

Выбор по типу редуктора для привода

Классификация по числу ступеней и типу передачи

Передаточное число

Диапазон передаточных чисел для редукторов

Мощности

Расчет КПД

Показатели надежности

Купить мотор-редуктор

4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес

4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора

4.3.Компановка редуктора

5.1. Ведущий вал

5.2.Ведомый вал

6.1.Ведущий вал

6.2.Ведомый вал:

Проектирование и проверочный расчет редуктора

Ресурс

Курсовая работа

Дисциплина Детали машин

Тема «Расчёт редуктора»

Введение

1. Кинематическая схема и исходные данные

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

5. нструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипника

9. Второй этап компоновки. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Вычерчивание редуктора

12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипника

13. Выбор сорта масла

14. Сборка редуктора

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, 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 шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 2.1-2.20 [Л.1]. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т – выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу – зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

1. Кинематическая схема редуктора

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу транспортера

;

Угловая скорость вала редуктора

;

Передаточное число редуктора

;

Отклонение от передаточного числа

;

Время работы редуктора

1 – электромотор;

2 – ременная передача;

3 – муфта упругая втулочно-пальцевая;

4 – редуктор;

5 – ленточный транспортёр;

I – вал электромотора;

II – ведущий вал редуктора;

III – ведомый вал редуктора.

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η 1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η 2 = 0,99; КПД клиноременной передачи η 3 = 0,95; КПД плоскоременной передачи в опорах приводного барабана, η 4 = 0,99

2.2 ОбщийКПДпривода

η = η 1 η2 η 3 η 4 = 0,98∙0,99 2 ∙0,95∙0,99= 0,90

2.3 Требуемая мощность электродвигателя

= =1,88 кВт.

где P III -мощность выходного вала привода,

h-общий КПД привода.

2.4 По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложениях [Л.1]) по требуемой мощности Р дв = 1,88кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А112МА8с параметрами Р дв = 2,2кВт и скольжением 6,0%.

Номинальная частота вращения

n дв.= n c (1-s)

где n c -синхронная частота вращения,

s- скольжение

2.5 Угловая скорость

= = 73,79рад/с.

2.6 Частота вращения

= = 114,64об/мин

2.7Передаточное отношение

= = 6,1

где w I -угловая скорость двигателя,

w III -угловая скорость выходного привода

2.8 Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи

= =3,81– что находиться в пределах рекомендуемого

2.9 Крутящий момент, создаваемый на каждом валу.

кН×м.

Крутящий момент на 1-м валу М I =0,025кН×м.

P II =P I ×h p =1,88×0,95=1,786 Н×м.

рад/с кН×м.

Крутящий момент на 2-м валу М II =0,092 кН×м.

кН×м.

Крутящий момент на 3-м валу М III =0,14 кН×м.

2.10 Выполним проверку:

Определим частоту вращения на 2-м валу:

Частоты вращения и угловые скорости валов

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в § 12.1 [Л.1].

Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 260; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес из указанных материалов определим с помощью формулы 3.9, , стр.33:

где s H limb – предел контактной выносливости;Для колеса

= МПа.

Допускаемое контактное напряжение принимаю

= 442 МПа.

Принимаю коэффициент ширины венца ψ bRe = 0,285 (по ГОСТ 12289-76).

Коэффициент К нβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [Л.1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К нβ = 1,25.

В этой формуле для прямозубых передач К d = 99;

Передаточное число U=1,16;

М III -крутящий момент на 3-м валу.

1. Выбор электродвигателя

Кинематическая схема редуктора:

1. Двигатель;

2. Редуктор;

3. Вал приводной;

4. Муфта предохранительная;

5. Муфта упругая.

Z 1 - червяк

Z 2 - червячное колесо

Определение мощности привода:

В первую очередь выбираем электродвигатель, для этого определяем мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (Вт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

передача электродвигатель приводной

Где Ft - окружная сила на барабане ленточного конвеера или звездочке пластинчатого конвейера (Н);

V - скорость движения цепи или ленты (м/с).

Мощность электродвигателя:

Где з общ - общий КПД привода.

з общ =з м?з ч.п з м з пп;

где з ч.п - КПД червячной передачи;

з м - КПД муфты;

з п3 ?КПД подшипников 3-го вала

з общ =0,98 0,8 0,98 0,99 = 0,76

Определяю мощность электродвигателя:

2. Определение частоты вращения приводного вала

диаметр барабана, мм.

По таблице (24.8) выбираем электродвигатель марки «аир132м8»

с частотой вращения

с мощность

крутящим моментом т мах /т=2,

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Выбираем из стандартного ряда

Принимаем

Проверка: подходит

4. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

5. Определение допускаемых напряжений

Определяю скорость скольжения:

(Из параграфа 2.2 расчет передач) принимаем V s >=2…5 м/с II безоловянные бронзы и латуни, принимаемые при скорости

Суммарное время работы:

Суммарное число циклов перемены напряжений:

Червяк. Сталь 18 ХГТ цементированная и закаленная до НRC (56…63). Витки шлифованные и полированные. Профиль ZK.

Червячное колесо. Размеры червячной пары зависят от значения допускаемого напряжения [у] H для материала червячного колеса.

Допускаемые напряжения для расчета на прочность рабочих поверхностей:

Материал 2 группы. Бронза Бр АЖ 9-4. Отливка в землю

у в = 400 (МПа); у т = 200 (МПа);

Т.к. для изготовления зубчатого венца подходят оба материала, то выбираем более дешевый, а именно Бр АЖ 9-4.

Принимаю червяк с числом заходов Z 1 = 1, и червячное колесо с числом зубьев Z 2 = 38.

Определяю исходные допускаемые напряжения для расчёта зубьев червячного колеса на прочность рабочих поверхностей, предел изгибной выносливости материала зубьев и коэффициент безопасности:

у F о = 0,44?у т +0,14?у в = 0,44 200+0,14 400 = 144 (МПа);

S F = 1,75; К FE =0,1;

N FE = К FE N ? =0,1 34200000=3420000

Определяю максимальные допускаемые напряжения:

[у] F max = 0,8?у т = 0,8 200 = 160 (МПа).

6. Коэффициенты нагрузки

Определяю ориентировочное значение коэффициента нагрузки:

k I = k v I k в I ;

k в I = 0,5 (k в о +1) = 0,5 (1,1+1)=1,05;

k I = 1 1,05 = 1,05.

7. Определение расчётных параметров червячной передачи

Предварительное значение межосевого расстояния:

При постоянном коэффициенте нагрузки K Я =1,0 К hg =1;

Т не =К нg ЧT 2 ;

K Я =0,5 (K 0 Я +1)=0,5 (1,05+1)=1,025;

Безоловянные бронзы (материал II)

При К he при решение нагружения I равен 0,8

Принимаю а" w = 160 (мм).

Определяю осевой модуль:

Принимаю модуль m = 6,3 (мм).

Коэффициент диаметра червяка:

Принимаю q = 12,5.

Коэффициент смещения червяка:

Определяю углы подъёма витка червяка.

Делительный угол подъёма витка:

8. Проверочный расчёт червячной передачи на прочность

Коэффициент концентрации нагрузки:

где И - коэффициент деформации червяка;

Х - коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

для 5-го режима нагружения.

Коэффициент нагрузки:

k = k v k в = 1 1,007 = 1,007.

Скорость скольжения в зацеплении:

Допускаемое напряжение:

Расчётное напряжение:

200,08 (МПа) < 223,6 (МПа).

Расчётное напряжение на рабочих поверхностях зубьев не превышает допускаемого, следовательно, ранее установленные параметры можно принять за окончательные.

Коэффициент полезного действия:

Уточняю значение мощности на валу червяка:

Определяю силы в зацеплении червячной пары.

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

Радиальная сила:

F r = F t2 tgб = 6584 tg20 = 2396 (Н).

Напряжение изгиба в зубьях червячного колеса:

где У F = 1,45 - коэффициент, учитывающий форму зубьев червячных колёс.

18,85 (МПа) < 71,75 (МПа).

Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку.

Пиковый момент на валу червячного колеса:

Пиковое контактное напряжение на рабочих поверхностях зубьев:

316,13 (МПа) < 400 (МПа).

Пиковое напряжение изгиба зубьев червячного колеса:

Проверка редуктора на нагрев.

Температура нагрева, установленного на металлической раме редуктора при естественном охлаждении:

где t o - температура окружающего воздуха (20 о С);

к т - коэффициент теплоотдачи, к т = 10;

А - площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора (м 2);

А = 20 а 1,7 = 20 0,16 1,7 =0,88 (м 2).

56,6 (о С) < 90 (о С) = [t] раб

Так как температура нагрева редуктора при естественном охлаждении не превышает допустимую, то искусственного охлаждения на редуктор не требуется.

9. Определение геометрических размеров червячной передачи

Делительный диаметр:

d 1 = m q = 6,3 12,5 = 78,75 (мм).

Начальный диаметр:

d w1 = m (q+2x) =6,3 (12,5+2*0,15) = 80,64 (мм).

Диаметр вершин витков:

d a1 = d 1 +2m = 78,75+2 6,3 = 91,35=91 (мм).

Диаметр впадин витков:

d f1 = d 1 -2h* f m = 78,75-2 1,2 6,3 = 63,63 (мм).

Длина нарезной части червяка:

в = (11+0,06 z 2) m+3 m = (11+0,06 38) 6,3+3 6,3 = 102,56 (мм).

Принимаем в = 120 (мм).

Червячное колесо.

Делительный и начальный диаметр:

d 2 = d w2 = z 2 m = 38 6,3 = 239,4 (мм).

Диаметр вершин зубьев:

d a2 = d 2 +2 (1+x) m = 239,4+2 (1+0,15) 6,3 = 253,89= 254 (мм).

Диаметр впадин зубьев:

d f2 = d 2 - (h* f +x) 2m = 239,4 - (1,2+0,15) 26,3 = 222,39 (мм).

Ширина венца

в 2 ? 0,75 d a1 = 0,75 91 = 68,25 (мм).

Принимаем в 2 =65 (мм).

10. Определение диаметров валов

1) Диаметр быстроходного вала принимаем

Принимаем d=28 мм

Размер фасок вала.

Диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

2) Диаметр тихоходного вала:

Принимаем d=45 мм

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

Приблизительная высота буртика,

Максимальный радиус фаски подшипника,

Размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

Диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

10. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для быстроходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии 36307.

Для него имеем:

Диаметр внутреннего кольца,

Диаметр наружного кольца,

Ширина подшипника,

На подшипник действуют:

Осевая сила,

Радиальная сила.

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Коэффициент безопасности

Температурный коэффициент

Коэффициент вращения

Проверим условие:

2. Для тихоходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии.

Для него имеем:

Диаметр внутреннего кольца,

Диаметр наружного кольца,

Ширина подшипника,

Динамическая грузоподъёмность,

Статическая грузоподъёмность,

Предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

Осевая сила,

Радиальная сила.

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Коэффициент безопасности

Температурный коэффициент

Коэффициент вращения

Коэффициент осевого нагружения:.

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.45 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,07.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

Что удовлетворяет требованиям.

12. Расчет приводного вала (наиболее нагруженного) вала на усталостную прочность и выносливость

Действующие нагрузки:

Радиальная сила

Крутящий момент -

Момент на барабане

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

Выполним проверку: ,

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

получаем, что.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , - верно.

Моменты в опасном сечении будут равны:

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности, значение которого можно принять. При этом должно выполняться условие, что, где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Найдём значение коэффициента влияния шероховатости и коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения. Среднее напряжение цикла. Вычислим коэффициент запаса

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: - условие выполняется.

13. Расчет шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1. Шпонка на тихоходном валу для колеса.

Принимаем шпонку 16х10х50

Условие прочности:

1. Шпонка на тихоходном валу для муфты.

Крутящий момент на валу, - диаметр вала,- ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки:

Принимаем шпонку 12х8х45

Условие прочности:

14. Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту.

Для привода ленточного конвейера наиболее подходит муфта упругая с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82.

Муфта выбирается в зависимости от крутящего момента на тихоходном валу редуктора.

Муфты с торообразной оболочкой обладают большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. Полумуфты устанавливают как на цилиндрические, так и на конические концы валов.

Допустимые для данного вида муфт значения смещений каждого вида (при условии, что смещения других видов близки к нулю): осевое мм, радиальное мм, угловое. Нагрузки, действующие на валы, могут быть определены по графикам из литературы .

15. Смазка червячной передачи и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

Для тихоходной ступени, здесь - частота вращения червячного колеса, - диаметр окружности вершин червячного колеса

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну: , здесь - диаметр окружностей вершин зубьев колеса быстроходной ступени.

Определим необходимый объём масла по формуле: , где - высота области заполнения маслом, и - соответственно длина и ширина масляной ванны.

Выберем марку масла И-Т-С-320 (ГОСТ 20799-88).

И - индустриальное,

Т - тяжелонагруженные узлы,

С - масло с антиокислителями, антикоррозионными и противоизносными присадками.

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Список используемой литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, «Конструирование узлов и деталей машин», Москва, «Высшая школа», 1985 год.

2. Д.Н. Решетов, «Детали машин», Москва, «Машиностроение», 1989 год.

3. Р.И. Гжиров, «Краткий справочник конструктора», «Машиностроение», Ленинград, 1983 год.

4. Атлас конструкций «Детали машин», Москва, «Машиностроение», 1980 год.

5. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник «Подшипники качения», Москва, «Машиностроение», 1992 год.

6. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу «Детали машин», часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 год.

7. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, «Выбор и расчёты подшипников качения», методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 год.

8. Е.А. Витушкина, В.И. Стрелов. Расчёт валов редукторов. МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005 год.

9. Атлас «конструкций узлов и деталей машин», Москва, издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007 год.

Задание на проектирование 3

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода 4

2. Расчет зубчатых колес редуктора 6

3. Предварительный расчет валов редуктора 10

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 13

4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес 13

4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора 13

4.3.Компановка редуктора 14

5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ 16

5.1. Ведущий вал 16

5.2.Ведомый вал 18

6.ЗАПАС УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ. Уточненный расчет валов 22

6.1.Ведущий вал 22

6.2.Ведомый вал: 24

7. Расчет шпонок 28

8.ВЫБОР СМАЗКИ 28

9.СБОРКА РЕДУКТОРА 29

ЛИТЕРАТУРА 30

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода к ленточному конвейеру.

Кинематическая схема:

1. Электродвигатель.

2. Муфта электродвигателя.

3. Шестерня.

4. Колесо.

5. Муфта барабана.

6. Барабан ленточного конвейера.

Технические требования: мощность на барабане конвейера Р б =8,2 кВт, частота вращения барабана n б =200 об/мин.

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η з = 0,96; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η п.к = 0,99; КПД муфты η м = 0,96.

Общий КПД привода

η общ =η м 2 ·η п.к 3 ·η з = 0,97 2 ·0,99 3 ·0,96=0,876

Мощность на валу барабана Р б =8,2 кВт, n б =200 об/мин. Требуемая мощность электродвигателя:

Р дв =
=
= 9.36 кВт

N дв = n б ·(2...5)=
= 400…1000 об/мин

Выбираем электродвигатель, исходя из требуемой мощности Р дв =9,36 кВт, электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А160M6У3, с параметрами Р дв =11,0 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения двигателя:

n дв = об/мин.

Передаточное число i = u = n ном / n б = 731/200=3,65

Определяем частоты вращения и угловые скорости на всех валах привода:

n дв = n ном = 731 об/мин

n 1 = n дв = 731 об/мин

об/мин

n б = n 2 = 200,30 об/мин

где - частота вращения электродвигателя;

- номинальная частота вращения электродвигателя;

- частота вращения быстроходного вала;

- частота вращения тихоходного вала;

i = u - передаточное число редуктора;

- угловая скорость электродвигателя;

-угловая скорость быстроходного вала;

-угловая скорость тихоходного вала;

-угловая скорость приводного барабана.

Определяем мощность и вращающий момент на всех валах привода:

Р дв =Р треб = 9,36 кВт

Р 1 =Р дв ·η м = 9.36·0,97=9,07 кВт

Р 2 =Р 1 ·η п.к 2 ·η з = 9,07·0,99 2 ·0,96=8,53 кВт

Р б =Р 2 · η м ·η п.к = 8.53·0,99·0,97=8,19 кВт

где
- мощность электродвигателя;

- мощность на валу шестерни;

- мощность на валу колеса;

- мощность на валу барабана.

Определяем вращающий момент электродвигателя и вращающие моменты на всех валах привода:

где - вращающий момент электродвигателя;

- вращающий момент быстроходного вала;

- вращающий момент тихоходного вала;

- вращающий момент приводного барабана.

Для шестерни и колеса выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

Для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230;

Для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения по формуле:

где σ H lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К HL – коэффициент долговечности;

– коэффициент безопасности.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

σ H lim b = 2НВ+70;

К HL принимаем равным 1, т.к. проектируемый срок службы более 5 лет; коэффициент безопасности =1,1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

для шестерни
= МПа

для колеса =
МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Условие
выполнено.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле:

где
- твердость поверхностей зубьев. Для симметричного расположения колес относительно опор и при твердости материала ≤350НВ принимаем в интервале (1 – 1,15). Примем =1,15;

ψ ba =0,25÷0,63 – коэффициент ширины венца. Принимаем ψ ba = 0,4;

K a = 43 – для косозубых и шевронных передач;

u - передаточное число. и = 3,65;

Принимаем межосевое расстояние
, т.е. округляем до ближайшего целого числа.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m n =
=
мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60 m n =2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10 о и рассчитаем число зубьев шестерни и колеса:

Z1=

Принимаем z 1 = 34, тогда число зубьев колеса z 2 = z 1 · u = 34·3.65=124,1. Принимаем z 2 = 124.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:
мм;

диаметры вершин зубьев:

d a 1 = d 1 +2 m n =68,86+2·2=72,86 мм;

d a 2 = d 2 +2 m n =251,14+2·2=255,14 мм;

диаметры впадин зубьев:d f 1 = d 1 - 2 m n =68,86-2·2=64,86 мм;

d f 2 = d 2 - 2 = 251,14-2·2=247,14 мм;

определяем ширину колеса : b 2=

определяем ширину шестерни: b 1 = b 2 +5мм =64+5=69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колёс принимаем 8-ю степень точности, где коэффициент нагрузки равен:

К Нβ принимаем равным 1,04.

, т.к. твердость материала меньше 350НВ.

Таким образом, K H = 1,04·1,09·1,0=1,134.

Проверяем контактные напряжения по формуле:

Рассчитываем перегруз:

Перегруз в пределах нормы.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

;

радиальная:

где
=20 0 -угол зацепления в нормальном сечении;

=9,07 0 -угол наклона зубьев.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

где
=1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузок);

=1,1 – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности);

Коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Допускаемое напряжение по формуле

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350 σ 0 F lim b =1,8 НВ.

Для шестерни σ 0 F lim b =1,8·230=415 МПа; для колеса σ 0 F lim b =1,8·200=360 МПа.

=΄˝ - коэффициент безопасности, где ΄=1,75, ˝=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, .=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни
МПа;

для колеса
МПа.

Находим отношение
:

для шестерни
;

для колеса
.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y β и K Fα:

где К Fα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

=1,5 - коэффициент торцового перекрытия;

n=8 -степень точности зубчатых колес.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

;

Условие прочности выполнено.

Диаметры валов определяем по формуле:

Для ведущего вала [τ к ] = 25 МПа; для ведомого [τ к ] = 20 МПа.

Ведущий вал:

Для двигателя марки 4А 160М6У3 =48 мм. Диаметр вала d в1 =48

Примем диаметр вала под подшипниками d п1 =40 мм

Диаметр муфты d м =0,8·=
=38,4 мм. Принимаем d м =35 мм.

Свободный конец вала можно определить по приближенной формуле:

где d п – диаметр вала под подшипник.

Под подшипниками принимаем:

Тогда l =

Схематичная конструкция ведущего вала изображена на рис. 3.1.

Рис. 3.1. Конструкция ведущего вала

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала:

, принимаем ближайшее значение из стандартного ряда

Под подшипниками берем

Под зубчатым колесом

Схематичная конструкция ведомого (тихоходного) вала показана на рис.3.2.

Рис. 3.2. Конструкция ведомого вала

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

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Её размеры:

ширина

диаметр

диаметр вершины зубьев

диаметр впадин
.

Колесо кованое:

ширина

диаметр

диаметр вершины зубьев

диаметр впадин

диаметр ступицы

длина ступицы,

принимаем

Толщина обода:

принимаем

Толщина диска:

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем
.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

нижнего пояса корпуса:

Принимаем
.

Диаметр болтов:

фундаментальных ; принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

; принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом ; принимаем болты с резьбой М8.

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Размеры корпуса редуктора:

принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса (при наличии ступицы зазор берем от торца ступицы) ; принимаем А 1 =10мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
;

принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники однорядные средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников
и
.(Таблица 1).

Таблица 1:

Габариты намеченных подшипников

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.

Эскизная компоновка изображена на рис. 4.1.

Из предыдущих расчетов имеем:

Определяем опорные реакции.

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.1

В плоскости YOZ:

Проверка:

в плоскости XOZ:

Проверка:

в плоскости YOZ:

сечение 1:
;

сечение 2: M
=0

Сечение 3: М

в плоскости XOZ:

сечение 1:
;

сечение2:

сечение3:

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d =40 мм; D =80 мм; В =18 мм; С =32,0 кН; С о = 17,8кН.

где R B =2267,3 Н

- температурный коэффициент.

Отношение
; этой величине соответствует
.

Отношение
; Х=0,56 и Y =2,15

Расчетная долговечность по формуле:

где
- частота вращения ведущего вала.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.2

Определяем опорные реакции.

В плоскости YOZ:

Проверка:

В плоскости ХOZ:

Проверка:

Суммарные реакции в опорах А и В:

Определяем моменты по участкам:

в плоскости YOZ:

сечение 1: при х=0,
;

при x = l 1 , ;

сечение 2: при x = l 1 , ;

при х= l 1 + l 2 ,

сечение 3:;

в плоскости XOZ:

сечение 1: при х=0, ;

при x = l 1 , ;

сечение 2: при х= l 1 + l 2 ,

сечение 3: при x = l 1 + l 2 + l 3 ,

Строим эпюры изгибающих моментов.

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре и определяем их долговечность. Намечаем радиальные шариковые подшипники 211: d =55 мм; D =100 мм; В =21 мм; С =43,6 кН; С о = 25,0 кН.

где R A =4290,4 Н

1 (вращается внутреннее кольцо);

Коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров;

Температурный коэффициент.

Отношение
; этой величине соответствует e=0,20.

Отношение
, тогда Х=1, Y=0. Поэтому

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

где
- частота вращения ведомого вала.

Примем, что нормальные напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений вала и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при
.

Сечение 1: при х=0, ;

при х= l 3 , ;

Сечение 2: при х= l 3 , ;

при х= l 3 + l 2 , ;

Сечение 3: при х= l 3 + l 2 , ;

при х= l 3 + l 2 + l 1 , .

Крутящий момент:

Определяем опасные сечения. Для этого схематически изображаем вал (рис. 8.1)

Рис. 8.1 Схематическое изображение ведущего вала

Опасными являются два сечения: под левым подшипником и под шестерней. Они опасны, т.к. сложное напряженное состояние (изгиб с кручением), изгибающий момент значительный.

Концентраторы напряжений:

1) подшипник посажен по переходной посадке (напрессовка менее 20 МПа);

2) галтель (или проточка).

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности.

При диаметре заготовки до 90мм
среднее значение предела прочности для стали 45 с термообработкой - улучшение
.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом:

Т.к. давление напрессовки меньше 20 МПа, то снижаем значение данного отношения на 10 %.

для упомянутых выше сталей принимаем
и

Изгибающий момент из эпюр:

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Среднее напряжение:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений по формуле:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле:

Результирующий коэффициент больше допустимых норм (1,5÷5). Следовательно, диаметр вала нужно уменьшить, что в данном случае делать не следует, т.к. такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

Определяем суммарные изгибающие моменты. Значения изгибающих моментов по участкам берем с эпюр.

Сечение 1: при х=0, ;

при х= l 1 , ;

Сечение 2: при х= l 1 , ;

при х= l 1 + l 2 , ;

Сечение 3: при х= l 1 + l 2 , ; .

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения по формуле:

Т.к. результирующий коэффициент запаса прочности под подшипником меньше 3,5, то уменьшать диаметр вала не надо.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяем по формуле:

Максимальные напряжения смятия при стальной ступице [σ см ] = 100120 МПа, при чугунной [σ

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
=400,91 МПа и скорости
рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна
Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ20799-75).

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 мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 0 С;

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.

Собрание валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность 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 в подшипниковые камеры ведомого вала закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые армированные манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки болтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый указатель.

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.Расчет расчетов сводим в таблицу 2: Таблица 2 Геометрические параметры тихоходной ступени цилиндрического редуктора Параметры...

Курсовая работа >> Промышленность, производство

Есть выбор электродвигателя, проектирование и проверочный расчет редуктора и его составных частей. В... Вывод: ΔU = 1% редуктора [ΔU] = 4% ), кинематический расчет выполнен удовлетворительно. 1.4Расчет частот, мощностей...

Покупка моторного редуктора – инвестиции в технико-технологические бизнес-процессы, которые должны быть не только обоснованными, но и окупаемыми. А окупаемость во многом зависит от выбора мотор-редуктора для конкретных целей. Осуществляется он на основе профессионального расчета мощности, размерности, производительной эффективности, требуемого уровня нагрузки для конкретных целей использования.

Во избежание ошибок, которые могут привести к раннему износу оборудования и дорогостоящим финансовым потерям, расчет мотор-редуктора должны производить квалифицированные специалисты. При необходимости его и другие исследования для выбора редуктора могут провести эксперты компании ПТЦ «Привод».

Длительный срок службы при обеспечении заданного уровня работы оборудования, с которым работает , – ключевая выгода при правильном выборе привода. Наша многолетняя практика показывает, что при определении требований исходить стоит из следующих параметров:

минимум 7 лет безремонтной работы для червячного механизма;
от 10–15 лет для цилиндрического привода.

В ходе определения данных для подачи заказа на производство мотор-редуктора ключевыми характеристиками являются:

мощность подключенного электродвигателя,
скорость вращения подвижных элементов системы,
тип питания мотора,
условия эксплуатации редуктора – режим работы и загрузки.

При расчете мощности электродвигателя для мотор-редуктора за основу берут производительность техники, с которой он будет работать. Производительность редукторного мотора во многом зависит от выходного момента силы и скоростью его работы. Скорость, как и КПД, может меняться при колебаниях напряжения в системе питания двигателя.

Скорость моторного редуктора – это зависимая величина, на которую влияют две характеристики:

передаточное число;
частота вращательных движений мотора.

В нашем каталоге есть редукторы с разными скоростными параметрами. Имеются модели с одним или несколькими скоростными режимами. Второй вариант предусматривает наличие системы регулирования скоростных параметров и применяется в случаях, когда во время эксплуатации редуктора необходима периодическая смена скоростных режимов.

Питание двигателя – осуществляется через подачу постоянного или переменного тока. Моторные редукторы постоянного тока рассчитаны на подключение к сети с 1 или 3 фазами (под напряжением 220 и 380В соответственно). Приводы переменного тока работают с напряжением 3, 9, 12, 24 или 27В.

Профессиональный в зависимости от эксплуатационных условий требует определения характера и частоты/интенсивности будущей эксплуатации. В зависимости от характера нагруженной деятельности, на которую рассчитан редуктор, это может быть устройство:

для работы в безударном режиме, с умеренными или сильными ударами;
с плавной системой пуска для уменьшения разрушительных нагрузок при запуске и остановке привода;
для продолжительной эксплуатации с частыми включениями (по количеству запусков в час).

По режиму работы мотор-редуктор может быть рассчитан на продолжительную работу двигателя без перегрева в особо тяжелом, тяжелом, среднем, легком режиме.

Профессиональный расчет с целью выбора редуктора всегда начинается с проработки схемы привода (кинематической). Именно она лежит в основе соответствия выбранного оборудования условиях будущей эксплуатации. Согласно данной схеме, вы можете выбрать класс мотор-редуктора. Варианты следующие.

:
- одноступенчатая передача, входной вал под прямым углом к выходному валу (скрещенное положение входного вала и выходного вала);
- двухступенчатый механизм с расположением входного вала параллельно или перпендикулярно выходному валу (оси могут располагаться вертикально/горизонтально).
:
- с параллельным положением входного вала и выходного вала и горизонтальным размещением осей (выходной вал с органом на входе находятся в одной плоскости);
- с размещением осей входного вала и выходного в одной плоскости, но соосно (расположены под любым углом).
Конически-цилиндрический. В нем ось входного вала пересекается с осью выходного вала под углом 90 градусов.

Ключевое значение при выборе мотор-редуктора имеет положение выходного вала. При комплексном подходе к подбору устройства следует учитывать следующее:

Цилиндрический и конический моторный редуктор , имея аналогичные червячному приводу вес и размеры, демонстрирует более высокий КПД.
Передаваемая цилиндрическим редуктором нагрузка в 1,5–2 раза выше, чем у червячного аналога.
Использование конической и цилиндрической передачи возможно только при размещении по горизонтали.

Тип редуктора	Число ступеней	Тип передачи	Расположение осей
Цилиндрический	1	Одна или несколько цилиндрических	Параллельное
	2		Параллельное/соосное
	3		Параллельное/соосное
	4		Параллельное
Конический	1	Коническая	Пересекающееся
Коническо-цилиндрический	2	Коническая Цилиндрическая (одна или несколько)	Пересекающееся/ Скрещивающееся
	3
	4
Червячный	1	Червячная(одна или две)	Скрещивающееся
Червячный	2	Червячная(одна или две)	Параллельное
Цилиндро-червячный или червячно- цилиндрический	2	Цилиндрическая (одна или две) Червячная (одна)	Скрещивающееся
Цилиндро-червячный или червячно- цилиндрический	3	Цилиндрическая (одна или две) Червячная (одна)	Скрещивающееся
Планетарный	1	Два центральных зубчатых колеса и сателлиты (для каждой ступени)	Соосное
	2
	3
Цилиндрическо-планетарный	2	Цилиндрическая (одна или несколько) Планетарная (одна или несколько)	Параллельное/соосное
	3
	4
Коническо-планетарный	2	Коническая (одна) Планетарная (одна или несколько)	Пересекающееся
	3
	4
Червячно-планетарный	2	Червячная (одна) Планетарная (одна или несколько)	Скрещивающееся
	3
	4
Волновой	1	Волновая (одна)	Соосное

Определение передаточного отношения выполняют по формуле вида:

U= n вх / n вых

n вх – обороты входного вала (характеристика электродвигателя) в минуту;
n вых – требуемое число оборотов выходного вала в минуту.

Полученное частное округляется до передаточного числа из типового ряда для конкретных типов мотор-редукторов. Ключевое условие удачного выбора электродвигателя – ограничение по частоте вращения входного вала. Для всех типов приводных механизмов она не должна превышать 1,5 тыс. оборотов в минуту. Конкретный критерий частоты указывается в технических характеристиках двигателя.

При вращательных движениях рабочих органов механизмов возникает сопротивление, которое приводит к трению – истиранию узлов. При грамотном выборе редуктора по показателю мощности он способен преодолевать это сопротивление. Потому этот момент имеет большое значение, когда нужно купить мотор-редуктор с долгосрочными целями.

Сама мощность – Р – считается как частное от силы и скорости редуктора. Формула выглядит так:

где:
M – момент силы;
N – обороты в минуту.

Для выбора нужного мотор-редуктора необходимо сопоставить данные по мощности на входе и выходе – Р1 и Р2 соответственно. Расчет мощности мотор-редуктора на выходе рассчитывается так:

где:
P – мощность редуктора;
Sf – эксплуатационный коэффициент, он же сервис-фактор.

На выходе мощность редуктора (P1 > P2) должна быть ниже, чем на входе. Норма данного неравенства объясняется неизбежными потерями производительности при зацеплении в результате трения деталей между собой.

При расчете мощностей обязательно применять точные данные: из-за разных показателей КПД вероятность ошибки выбора при использовании приблизительных данных близится к 80%.

КПД мотор-редуктора является частным деления мощности на выходе и на входе. Рассчитывается в процентах, формула имеет вид:

ñ [%] = (P2/P1) * 100

При определении КПД следует опираться на следующие моменты:

величина КПД прямо зависит от передаточного числа: чем оно выше, тем выше КПД;
в ходе эксплуатации редуктора его КПД может снизиться – на него влияет как характер или условия эксплуатации, так и качество используемой смазки, соблюдение графика плановых ремонтов, своевременное обслуживание и т. д.

В таблице ниже приведены нормы ресурса основных деталей мотор-редуктора при длительной работе устройства с постоянной активностью.

Условное обозначение подшипника

Грузоподъемность, кН

Условное обозначение подшипника

размеры, мм

Быстроходный

Тихоходный

ПТЦ «Привод» – производитель редукторов и мотор-редукторов с разными характеристиками и КПД, которому не безразличны показатели окупаемости его оборудования. Мы постоянно работаем не только над повышением качества нашей продукции, но и над созданием самых комфортных условий ее приобретения для вас.

Специально для минимизации ошибок выбора нашим клиентам предлагается интеллектуальный . Чтобы воспользоваться этим сервисом, не нужны специальные навыки или знания. Инструмент работает в режиме онлайн и поможет вам определиться с оптимальным типом оборудования. Мы же предложим лучшую цену мотор-редуктора любого типа и полное сопровождение его доставки.

Курсовая

Расчет редуктора

Введение

1.3 Кинематический расчет редуктора

2. Расчет закрытой червячной передачи

2.1 Выбор материалов

2.2 Определение допускаемых напряжений

3. Расчет цепной передачи

3.1. Выбор цепи

3.2. Проверка цепи.

3.3. Число звеньев цепи

3.5. Диаметры делительных окружностей звездочек

3.6. Диаметры наружных окружностей звездочек

3.7. Определение сил, действующих на цепь

4. Нагрузки валов редуктора

5.1 Выбор материала валов

6. Проверочный расчет валов

6.1 Расчет червячного вала

9. Смазка редуктора

10. Выбор и расчет муфты

Исходные данные:

Потребляемая мощность привода -

Частота вращения выходного вала -

Ресурс работы -

Коэффициент годового использования - .

Коэффициент суточного использования - .

Кинематическая схема привода

Введение

Привод механизма служит для передачи вращения от вала электродвигателя на исполнительный механизм.

1. Определение исходных данных к расчету редуктора

1.1 Выбор и проверка электродвигателя

Предварительно определим КПД привода.

В общем виде к.п.д. передачи определяется по формуле:

где - к.п.д. отдельных элементов привода.

Для привода данной конструкции к.п.д. определяется по формуле:

где - к.п.д. подшипников качения; ;

К.п.д. червячной передачи; ;

К.п.д. цепной передачи; ;

К.п.д. муфты; .

Рассчитаем требуемую мощность двигателя:

Выбираем двигатель серии АИР с номинальной мощностью Р ном = 5,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя (см. таблицу 1.1)

Таблица 1.1

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Р ном , кВт	Частота вращения, об/мин
Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Р ном , кВт			синхронная	при номинальном режиме n ном
	АИР100 L 2У3	5 ,5	3000	2 850
	АИР 112M4 У3	5 ,5	1500	14 32
	АИР 132S 6У3	5 ,5	1000	9 60
	АИР 132M8 У3	5 ,5

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Находим общее передаточное число для каждого из вариантов:

u = n ном /n вых = n ном /70.

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора u чп = 20:

U рп = u/u зп = u/20.

Данные расчета сводим в таблицу 1.2

Таблица 1.2

Передаточное число	Варианты
Передаточное число
Общее для привода	40 , 7	20 , 5	13,7	10 ,2
Плоскоременной передачи	2 , 04	1 , 02	0 , 685	0 , 501
Зубчатого редуктора

Из рассмотренных четырех вариантов выбираем первый (u=2,04; n ном = 3000 об/мин).

1. 3 Кинематический расчет редуктора

Согласно заданию общее передаточное число привода равно:

Частота вращения вала электродвигателя и входного вала редуктора.

Частота вращения выходного вала редуктора

Частота вращения вала транспортера

Процент фактического передаточного числа относительно номинального:

Так как при выполняется условие, то делаем вывод, что кинематический расчет выполнен удовлетворительно.

Мощности, передаваемые отдельными частями привода:

Угловые скорости зубчатых колес:

Вращающие моменты:

Результаты расчетов сведем в таблицу 1.3.

Таблица 1.3

Результаты кинематического расчета.

Параметры	Вал №1	Вал №2	Вал № 3
	2850	142,5
	4,92	4,091	3, 8
	16,5	274,3	519,8
		2,04
ω , рад/с	298,3	14,915	7,31

Определим время работы привода:

Часов.

2 . Расчет закрытой червячной передачи

2.1 Выбор материалов

Принимаем для червяка сталь 40Х с закалкой до твёрдости Н RC 45 и последующим шлифованием.

Примем предварительно скорость скольжения в зацеплении

М/с.

Для венца червячного колеса принимаем бронзу Бр010Ф1Н1 (отливка центробежная) .

Таблица 2.1

Материалы зубчатых колес

	Твердость и термическая обработка	Предел прочности	Предел текучести
Червяк	Н RC 45-закалка	900 МПа	750 МПа
Колесо	Бр010Ф1Н1 отливка центробежная	285МПа	1 65 МПа

2.2 Определение допускаемых напряжений

Для колес, изготовленных из материалов группы I /1, c . 31/:

где, 0,9 для червяков с твердостью на поверхности витков >45H RC

МПа

МПа.

Допускаемое напряжение на изгиб

где T и ВР пределы текучести и прочности бронзы при растяжении; N FE эквивалентное число циклов нагружения зубьев по изгибной выносливости.

Эквивалентное число циклов нагружения:

Расчет допускаемого напряжения на изгиб:

2.3 Определение геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние

Принимаем а w = 160 мм .

Для передаточного числа U =20 принимаем Z 1 =2.

Откуда число зубьев червячного колеса Z 2 = U · Z 1 =20·2=40.

Определим модуль зацепления .

Принимаем m =6,3 мм.

Коэффициент диаметра червяка q =(0,212…0,25) · Z 2 =8,48…10 .

Принимаем q =10.

Межосевое расстояние при стандартных значениях и:

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

диаметр вершин витков червяка

диаметр впадин витков червяка

длина нарезанной части шлифованного червяка

принимаем

делительный угол подъёма витка

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

диаметр вершин зубьев червячного колеса

диаметр впадин зубьев червячного колеса

наибольший диаметр червячного колеса

ширина венца червячного колеса

2.4 Проверочные расчеты передачи по напряжениям

Окружная скорость червяка

Проверка контактного напряжения.

Уточняем КПД червячной передачи:

Коэффициент трения, угол трения при данной скорости скольжения.

По ГОСТ 3675-81 назначаем 8 степень точности передачи.

Коэффициент динамичности

Коэффициент распределения нагрузки: , где коэффициент деформации червяка, вспомогательный коэффициент.

Отсюда:

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактное напряжение

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб:

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба

Напряжение изгиба, что ниже вычисленного ранее.

Результаты расчета заносим в табл. 2.2.

Таблица 2.2

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, мм		КПД	0,845
Модуль, мм		ширина венца червячного колеса, мм
Коэффициент диаметра червяка q		длина нарезанной части шлифованного червяка, мм
Делительный угол подъема витков червяка		Диаметры червяка, мм:	75,6 47,88
		Диаметры червяка, мм:	264,6 236,88

3. Расчет цепной передачи.

Таблица 3.1.

Передача
Передаточное отношение	2,04
Крутящий момент на ведущей звездочке Т 23 , Нм	2743 00
Крутящий момент на ведомой звездочке Т 4 , Нм	5198 00
Угловая скорость ведущей звездочки, рад/с	14,91 5
Частота вращения ведомой звездочки, рад/с	7,31

3.1. Выбор цепи.

Выбираем цепь приводную роликовую (по ГОСТ 1356875) и определяем ее шаг по формуле:

Предварительно вычисляем величины, входящие в эту формулу:

Вращающий момент на валу ведущей звездочки

Коэффициент K э= k д k а k н k р k см k п ;

из источника /2/ принимаем: k д =1,25(передача характеризуется умеренными ударами);

k а =1[так как следует принять а=(30-50) t ];

k н =1(при любом наклоне цепи);

k р =1(регулирование натяжения цепи автоматическое);

k см =1,5(смазывание цепи периодическое);

k п =1(работа в одну смену).

Следовательно, Кэ=1,25  1,5=1,875;

Числа зубьев звездочек:

ведущей z 2 =1-2  u =31-2  2,04=27

ведомой z 3 =1  u =27  2,04=54;

Среднее значение [ p ] принимаем ориентировочно по таблице /2/: [ p ]=36МПа; число рядов цепи m =2;

Находим шаг цепи

22,24 мм.

По таблице /2/ принимаем ближайшее большее значение t =25,4 мм; проекция опорной поверхности шарнира А оп =359 мм Q =113,4 кН; q =5,0 кг/м.

3.2. Проверка цепи.

Проверяем цепь по двум показателям:

По частоте вращения допускаемая для цепи с шагом t =25,4 мм частота вращения [ n 1 ]=800 об/мин, условие n 1 [ n 1 ] выполнено;

По давлению в шарнирах для данной цепи значение [ p ]=29 МПа, а с учетом примечания уменьшаем на 15% [ p ]=24,7; расчетное давление:

где

Условие p [ p ] выполнено.

3.3. Число звеньев цепи.

Определяем число звеньев цепи.

Округляем до четного числа L t =121.

3.4. Уточнение межосевого расстояния

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.4%, 1016  0,004=4,064 мм.

3.5. Диаметры делительных окружностей звездочек.

3.6. Диаметры наружных окружностей звездочек.

здесь d 1 диаметр ролика цепи: по таблице /2/ d 1 =15,88 мм.

3.7. Определение сил, действующих на цепь.

окружная F t = 2512 Н;

центробежная F v = qv 2 = 5  1,629 2 =13,27 Н;

от провисания цепи F f =9,81 k f qa =9,81  1,5  5  1,016=74,75 H ;

3.8. Проверка коэффициента запаса прочности

По таблице /2/ [ s ]=7,6

Условие s [ s ] выполнено.

Таблица 3.2. Результаты расчета

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	А 23	мм	1 016
2. Число зубьев ведущей звездочки
3. Число зубьев ведомой звездочки
6. Диаметр делительный окружности ведущей звездочки	d д2	мм	218, 7 9
7. Диаметр делительной окружности ведомой звездочки	d д3	мм	43 6 ,84
9. Диаметр наружной окружности ведущей звездочки	D e 2	мм	230,17
10. Диаметр наружной окружности ведомой звездочки	D e 3	мм	448,96
16. Окружная сила			2512
17. Центробежная сила			13,27
18. Сила от провисания цепи			74 , 75
F п		2661, 5

4. Нагрузки валов редуктора

Определение сил в зацеплении закрытой передачи

а) Окружные силы

б) Радиальные силы

в) Осевые силы

Определение консольных сил

Определим силы, действующие со стороны открытой передачи:

Со стороны муфты

F м = 75  =75  = 1242 Н.

Силовая схема нагружения валов редуктора представлена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1. Схема нагружения валов червячного редуктора.

5. Проектный расчет. Эскизная компоновка редуктора

5.1 Выбор материала валов

5.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет выполняем по напряжениям кручения, при этом принимаем [ к ]= 15…25Н/мм 2 .

5.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Схема к расчету представлена на Рисунке 5.1

Рисунок 5.1 Червяк.

Диаметр выходного конца ведущего вала находим по формуле

мм,

где [τ К ] - допускаемое напряжение на кручение; [τ К ] = 15 МПа.

Согласовав с диаметром выходного участка электродвигателя (d эд = 28 мм) подустановку стандартной муфты, принимаем d в1 = 30 мм.

где t высота буртика

t (h t 1 )+0.5,

h высота шпонки, h =8 мм

t 1 глубина паза ступицы, t 1 =5 мм, значит t (85)+0.5, t 3,5, принимаем t =4.

принимаем

мм, принимаем 45 мм .

где r радиус скругления внутреннего кольца подшипника, r =1.5

принимаем.

Червяк конструируем заодно с валом вал-червяк.

Вал колеса редуктора рассчитываем аналогично.

Схема к расчету вала колеса представлена на рисунке 5.2

Рисунок 5.2 Вал колеса

Диаметр выходного конца вала

Принимаем

ориентировочное значение диаметра буртика вала:

Высота шпонки h =10 мм, глубина шпоночного паза t 1 =6 мм,

значит t (106)+0.5, t 4,5, принимаем t =5.

принимаем

диаметр вала под подшипники:

мм, принимаем 70 мм .

ориентировочное значение диаметра буртика для упора подшипников:

где r = 2 .5

принимаем

Червячное колесо исполняется сборным центр из серого чугуна СЧ-21-40, а зубчатый венец с бронзы Бр010Ф1Н1. Зубчатый венец соединен с центром колеса посадкой с натягом и винтовым креплением.

Определим конструктивные элементы центра колеса.

Толщина обода центра колеса.

мм.

Принимаем мм.

Толщина диска центра колеса.

Мм.

Принимаем мм.

Диаметр центрального отверстия центра колеса

Мм.

Наружный диаметр ступицы колеса

Мм.

Принимаем мм.

Длина ступицы

мм.

Принимаем мм.

Рисунок 5.3 Конструкция червячного колеса

Определим толщину обода для червячного колеса в самом тонком месте.

Мм.

Принимаем мм.

Диаметр соединения зубчатого венца с центром колеса

Принимаем мм.

5.4 Предварительный выбор подшипников качения

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии по ГОСТ 4338-75; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d п1 = 45 мм и d п2 = 70 мм.

По каталогу подшипников выбираем подшипники .

Таблица 5.1 Характеристики выбранных подшипников

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм		Грузоподъемность, кН
				Со
7309А
7214А		26,25
			52,7

5.5 Эскизная компоновка редуктора

Определяем размеры для построения эскизной компоновки.

а) зазор между внутренней стенкой корпуса и вращающимся колесом:

х=8…10 мм, принимаем х=10 мм.

б) расстояние между дном корпуса и червячным колесом:

у=30 мм

6. Проверочный расчет валов

6.1 Расчет червячного вала

6.1.1 Схема нагружения червяка

Рисунок 6.1 Схема нагружения ведущего вала

в плоскости xy

в плоскости yz

Суммарные изгибающие моменты

6.1.2 Уточненный расчет вала

Проверим правильность определения диаметра вала в сечении под червяком

Для вала принимаем сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообработка улучшение НВ 240…255

Пределы выносливости

d =45мм

Момент сопротивления сечения

6.1.3 Расчет вала на усталость

Среднее напряжение изгиба

где, - масштабные факторы,

где согласно табл.

При проточке.

Тогда

Окончательно получим

6.1.4 Расчет подшипников

где: V V =1 при вращении внутреннего кольца.- коэффициент безопасности для редукторов всех конструкций. - температурный коэффициент, при t≤100°С

Для опоры В как наиболее нагруженной

Тогда

так как то X=1, Y=0.

6.2. Расчет тихоходного вала.

6.2.1 Схема нагружения тихоходного вала

Рисунок 6.2 Схема нагружения тихоходного вала.

в плоскости x у.

в плоскости yz

Суммарные изгибающие моменты

6.2.2 Уточненный расчет вала

Проверим правильность определения диаметра вала в сечении под червячным колесом

Эквивалентный изгибающий момент в сечении

Для вала принимаем сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообработка улучшение НВ 240…255,

Пределы выносливости

Допускаемое напряжение изгиба

где: - масштабный фактор. При d =70мм

Коэффициент запаса прочности. Принимаем

Коэффициент концентрации напряжения, для шпоночного соединения

Момент сопротивления сечения

Напряжение в сечении меньше допускаемого, поэтому окончательно принимаем диаметр вала в месте установки подшипника.

6.2.3 Расчет вала на усталость

Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему.

Наиболее опасным является сечение в месте расположения червяка.

Моменты сопротивления сечения

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Среднее напряжение изгиба

Коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям

где, - масштабные факторы,

Коэффициенты концентрации напряжений с учетом влияний шероховатости поверхности.

где согласно табл.

Коэффициенты влияния шероховатости поверхности

При проточке.

Тогда

При отсутствии упрочнения вала.

Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Окончательно получим

Так как, то вал достаточно прочен.

6.2.4 Расчет подшипников

Эквивалентную динамическую нагрузку подшипника определим по формуле:

где: V коэффициент вращения кольца. V =1 при вращении внутреннего кольца.

- коэффициент безопасности. для редукторов всех конструкций.

- температурный коэффициент, при t≤100°С.

Для опоры D как наиболее нагруженной

тогда

Так как то X=1, Y=0.

Расчетная долговечность подшипника

Так как срок службы редуктора, то подшипник подобран правильно.

7. Конструктивная компоновка привода

Толщина стенки корпуса и крышки

принимаем

Толщина нижнего пояса (фланца)

Толщина верхнего пояса (фланца)

Толщина нижнего пояса корпуса

Толщина рёбер основания корпуса

Толщина рёбер крышки

Диаметр фундаментных болтов

принимаем

Ширина лапы при установке винта с шестигранной головкой

Расстояние от оси винта до края лапы

принимаем

Толщина лапы корпуса

принимаем

Остальные размеры принимаем конструктивно при построении чертежа.

8. Проверка шпоночных соединений

Размеры шпонок выбираем, в зависимости от диаметра вала

Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение смятия боковой поверхности, длину шпонки принимаем на 5…10мм меньше длины ступицы.

Условие прочности

Соединение вала с зубчатым колесом 2, диаметр соединения 45мм.

Сечение шпонки, длина шпонки 40 мм.

Расчет остальных шпонок в редукторе представим в виде таблицы

Таблица 8.1 Расчет шпоночных соединений.

№ вала	, Нм	d в,мм			L, мм
I	16,5	30	10х8	5	40	12,2
II	274,3	50	16х10	6	80	42,6
II	274,3	80	22х14	9	70	28,6

Таким образом, все шпоночные соединения обеспечивают заданную прочность и передают вращающий момент.

9. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес примерно на 15…20мм.

Объем масляной ванны V, м 3 , определяем из расчета масла на 1 кВт передаваемой мощности.

При внутренних размерах корпуса редуктора: В=415 мм L=145 мм, определим необходимую высоту масла в корпусе редуктора

Принимаем масло индустриальное Н100А ГОСТ 20799-75.

При окружной скорости колес более 1м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренних поверхностей стенок, стекающие с этих элементов капли масла попадают в подшипники.

10. Выбор и расчет муфты

Исходя из условий работы данного привода выбираем муфту упругую втулочно - пальцевую, со следующими параметрами Т = 125Нм, d = 30мм, D = 120мм, L = 165 мм, l = 82 мм.

Рис 10.1.Эскиз муфты

Предельные смещения валов:

-радиальные;

-угловые;

-осевые.

10.1. Проверяем на смятие упругие элементы, в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:

где - вращающий момент, Нм,

- диаметр пальца,

- длина упругого элемента,

- число пальцев, = 6, потому что < 125 Нм

10.2 Рассчитываем на изгиб пальцы (Сталь 45).

с зазор между полумуфтами, с = 3…5 мм.

Выбранная муфта пригодна для использования в данном приводе.

Заключение

Электродвигатель превращает электрическую энергию в механическую, вал двигателя совершает вращательное движение, но число оборотов вала двигателя очень велико для скорости движения рабочего органа. Для снижения числа оборотов и увеличения момента вращения и служит данный редуктор.

В данном курсовом проекте разработан одноступенчатый червячный редуктор. Цель работы выучить основы конструирования и получить навыки инженера-конструктора.

К важным требованиям проектирования относится экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство в обслуживании и ремонте, надежность и долговечность редуктора.

В пояснительной записке выполнен расчет необходимый для конструирования привода механизма.

Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин- М.: Высшая школа, 2008, - 447 с.

2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей м а шин.- Х.: Основа, 2010, - 276 с.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Машиностроение, 2008, - 416 с.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб пособие для техникумов. М.: Высш. шк., 2010. 432с.