Детали машин. Расчет редуктора


Введение

 

В данном курсовом проекте разработан привод цепного конвейера (рис. 1), состоящий из следующих частей: электродвигатель, клиноременная открытая передача, цилиндрический двухступенчатый редуктор, муфта предохранительная фрикционная компенсирующая и исполнительный механизм. Рассмотрим назначение, а также достоинства и недостатки всех компонентов.

Электродвигатель предназначен для преобразования электрической энергии в механическую, а также обеспечения номинальной мощности и частоты вращения на входном валу редуктора.

Клиноременная передача основана на использовании сил трения между ремнями и шкивом. Преимуществами являются – возможность передачи движения на большие расстояния без  увеличения массы привода, простота конструкции и эксплуатации, плавность хода и бесшумность работы. К недостаткам можно отнести большие габариты, небольшие передаваемые мощности, повышенные нагрузки на валы и опоры.

Редуктор предназначен для передачи мощности от электродвигателя к исполнительному органу с увеличением  вращающего момента и уменьшением угловой скорости. Достоинствами является простота и надежность конструкции, высокий КПД.

Муфта комбинированная предохранительная  фрикционная предназначена для  передачи вращающего момента между  выходным валом редуктора и валом исполнительного органа. Компенсирующая часть выполнена в виде зубчатой полумуфты, предохранительная часть в виде фрикционной полумуфты. Данная муфта является самодействующей и предохраняет конструкцию от перегрузок при увеличении вращающего момента на валу сверх допустимой величины, а также для компенсации радиальных и угловых смещений  валов электродвигателя и редуктора, а так же для защиты исполнительного органа от перегрузок, которые могут возникнуть при остановке конвейера.

Исполнительным органом является узел звездочек.

 

Кинематическая  схема привода лебёдки

 

1 – двигатель;

2 – клиноременная передача;

3 – редуктор цилиндрический  двухступенчатый;

4 – муфта предохранительная  фрикционная компенсирующая;

5 – узел звездочек.


 

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода цепного конвейера

 

 

 

 

 

 

 

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА.

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа


Мощность на валу исполнительного  органа , кВт, определяется по формуле:

,

где – окружное усилие на исполнительном механизме, = 8000Н;

    – линейная скорость движения механизма в направление , = 0,15м/с.

Подставив числовые данные, получим:

 кВт.

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность  P1 , кВт, на валу двигателя определяется по мощности       на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе

где η – общий КПД привода, который вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода.

При η1 – КПД быстроходной ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1  = 0,97;

  η2 – КПД тихоходной ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи  η2 = 0,97;

  η3 – КПД открытой клиноременной передачи η3 = 0,95;

 

кВт.

 

 

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного органа

Частота

, мин-1 , вращения вала исполнительного механизма, вычисляется по формуле:

где z – число зубьев;

       t – шаг зубьев звездочки, мм;

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота n1, мин-1, вращения вала электродвигателя определяется по формуле:

,


где i – передаточное отношение привода.

;

.

1.5 Выбор электродвигателя

Типоразмер двигателя  выбирают по расчетной мощности P1 и по намеченной частоте n1 вращения вала.  По  экономическим   соображениям   паспортная   мощность Рдв должна быть близка к расчетной мощности Р1 при выполнении условия

,

где  – отношение максимального вращающего момента двигателя к номинальному, приведенное в его технической характеристике;

         β1 – кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе,  β1=1,7;

Подставив найденное значение P1, получим:

Рдв ≥ 1,43 кВт.

Частота вращения nдв вала выбирается ближайшей к намеченной частоте n1 из диапазона оптимальных частот вращения.

С учетом скольжения получим  номинальную частоту вращения n1:

,

где nс – синхронная частота вращения вала двигателя, ;

       s – относительное скольжение вала, .

Подставив числовые данные, получим окончательное значение:

 мин-1

Найденным  характеристикам   удовлетворяет   электродвигатель  АИР90L6  (n = 1000 об/мин, Р =1,5 кВт): АИ – асинхронный двигатель, Р – привязка по I варианту, 90 – высота оси вращения, L  – установочный размер, 6 – число полюсов (рис.2).


Разность паспортной Рдв и расчетной мощности P1 мощностей обеспечивает запас  по  мощности,  реализуемый  при  кратковременных  пиковых  перегрузках (например, при пуске).

Габаритные, установочные и присоединительные  размеры (мм) двигателя

АИР90L6 исполнения  IM1081.

 

Рисунок 2 –  Двигатель АИР90L6

 

 

 

 

1.6 Определение передаточного отношения привода.

Расчет силовых  и кинематических параметров привода

После выбора электродвигателя проводится уточнение передаточного  отношения привода:

На начальном этапе  проектирования известны мощности P1 и P4 и частоты вращения n1 и n4 валов двигателя и исполнительного механизма.


Связь между мощностями и частотами  вращения предыдущего и последующего валов выражается зависимостями:

;

  
,

 

где k – порядковый номер вала исполнительного механизма в кинематической схеме привода.

Подставив численные значения, получаем:

 Нм;

 мин-1;

 кВт;

 Нм;

На валу звездочек  конвейера вращающий момент можно найти по более простой зависимости:

 Нм,

где Ft – окружное усилие на исполнительном механизме, Н;

      D – делительный диаметр звездочек, мм.

Таблица 1 – Найденные расчетные параметры валов

№ вала

n, мин-1

P, кВт

T, Нм

1

970

1,35

13,29

2

336,81

1,28

36,29

3

58,18*

1,24

203,54*

4

10

1,2

1169,52


* данные значения найдены после проверочного расчета на ЭВМ.

 

2 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ НА ЭВМ

2.1 Подготовка исходных данных


Исходными данными для цилиндрического двухступенчатого редуктора являются:

  1. Передаточное отношение;
  2. Вращающий момент на тихоходном валу, Нм;
  3. Допускаемые контактные напряжения быстроходной и тихоходной передач, МПа;
  4. Коэффициент ширины тихоходной передачи относительно диаметра шестерни ( );
  5. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца в тихоходной передачи ( );
  6. Вид зубьев зубчатых колес тихоходной передачи (прямые, косые).

Рассмотрим получение  исходных данных поэтапно.

 

Выбор материалов и допускаемых напряжений

Материал зубчатых колес  должен обеспечить высокую сопротивляемость выкрашиванию поверхностных слоев  зубьев, высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этому требованию соответствуют термически обрабатываемые легированные стали.

Наибольшую твердость H=55…60HRC обеспечивает газовая цементация – поверхностное насыщение зубьев углеродом в газовой среде с последующей закалкой и низким отпуском. Однако  для быстроходной передачи используем закалку с нагревом ТВЧ.

Для изготовления шестерни быстроходной передачи выбираем сталь 40ХН, для колеса сталь 40Х. Твердость поверхности зубьев шестерни и колеса 50…55 HRC. Для изготовления шестерни тихоходной передачи выбирает сталь 18ХГТ, для колеса сталь 20Х. Твердость поверхности зубьев шестерни и колеса 55…60 HRC.

Твердость сердцевины зубьев шестерен и колес тихоходной передачи 230…240 НВ. Для быстроходной передачи твердость сердцевины зубьев шестерни 270…300 HB, колеса – 230…260 HB.

  1. Передаточное отношение редуктора:
  2. Вращающий момент на тихоходном валу: Т4 = 1169,52 Нм;


  1. Допускаемые контактные напряжения:

 

где и   – пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, соответствующие базовому числу циклов напряжений;

         – минимальный коэффициент запаса прочности: при поверхностном упрочнении зубьев (цементация, азотирование, закалка ТВЧ)  

- предел контактной выносливости  поверхности зубьев.

- коэффициент долговечности, учитывает число циклов передачи за весь срок службы и режим работы передачи.

При многовариантном проектировании редуктора на ЭВМ допускаемые  контактные напряжения на этапе проектного расчета определяются при    т.к.  частоты вращения промежуточных валов редуктора на этом этапе неизвестны.

Определим допускаемые  контактные напряжения для передач. Допускаемые напряжения σHP вычисляются отдельно для шестерни и колеса по следующей формуле:

  1. Тихоходная:           
    ;

                                                    

;

  1. Быстроходная:
    ;

                                                         

  1. Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

Интервал оптимальных значений Ψвd : 0,3…0,6

С целью большего нагружения быстроходной ступени редуктора, принимаем следующие  значения Ψвd:

Быстроходная: Ψвd=0,3 ;

Тихоходная:     Ψвd=0,6.

  1. Коэффициент :


Быстроходная: =1,025 ;

Тихоходная:

=1,05.

  1. Зубья для тихоходной и быстроходной передачи – косые, так как при этом в зацеплении участвует не один зуб, а несколько, следовательно, нагрузка на один зуб уменьшается, возрастает износостойкость зубьев.

2.2 Многовариантное проектирование на ЭВМ

Цель многовариантного проектирования редуктора с применением  ЭВМ – оптимизация параметров редуктора, повышение качества расчета. Распечатка с результатами расчета приведена ниже. Наиболее оптимальным вариантом с учетом реальных условий работы является вариант  2, так как в данном варианте редуктор обладает наиболее оптимальным передаточным отношением при одинаковой массе.

Студент:  Селиверстов В.И.  АК - 311

 

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ  ДВУХСТУПЕНЧАТЫЙ РЕДУКТОР ПО РАЗВЕРНУТОЙ  СХЕМЕ

 

ИСХОДНЫЕ  ДАННЫЕ:

----------------------------------------------------------------

| Передаточное отношение редуктора  .................. 33.68      |

| Вращающий момент на тихоходном  валу, Нм ........... 1169.5     |

| Допускаемые контактные напряжения, МПa:                        |

|      быстроходной передачи ........................ 788        |

|      тихоходной передачи .......................... 949        |

| Коэффициент ширины зубчатого  венца                             |

| относительно диаметра шестерни:                                |

|      быстроходной передачи ........................ 0.30       |

|      тихоходной передачи .......................... 0.60       |

| Коэффициент, учитывающий распределение                         |

| нагрузки по ширине зубчатого венца:                            |

|      быстроходной передачи ........................ 1.02       |

|      тихоходной передачи .......................... 1.05       |

| Вид быстроходной передачи ......................... простая    |

| Вид зубьев зубчатых колес:                                     |

|      быстроходной передачи ........................ косые      |

|      тихоходной передачи .......................... косые      |

----------------------------------------------------------------


РЕЗУЛЬТАТЫ  РАСЧЕТА:

___________________________________________________________________________

|                                   |                                       |

|                                   |    В А Р И А Н  Т Ы    Р А С Ч Е  Т А   |

|Н  А  И  М  Е   Н  О  В  А  Н   И  Е |---------------------------------------|

|                                   |   1   |   2   |   3   |   4   |   5   |

|-----------------------------------|-------|-------|-------|-------|-------|

|    БЫСТРОХОДНАЯ  ПЕРЕДАЧА         |       |       |       |       |       |

| Передаточное отношение            |  5.458|  5.739|  4.520|  4.520|  5.000|

| Межосевое расстояние, мм          |140.000|140.000|125.000|125.000|125.000|

| Модуль нормальный, мм             |  1.750|  1.750|  1.750|  1.750|  1.750|

| Угол наклона зубьев, градус       | 14.362| 14.362| 14.984| 14.984| 14.984|

| Число зубьев:                     |       |       |       |       |       |

|       шестерни                    |   24  |   23  |   25 |   25  |   23  |

|       колеса                      |  131  |  132  |  113  |  113  |  115  |

| Делительный диаметр, мм:          |       |       |       |       |       |

|       шестерни                    | 43.355| 41.548| 45.290| 45.290| 41.667|

|       колеса                      |236.645|238.452|204.710|204.710|208.333|

| Ширина, мм:                       |       |       |       |       |       |

|       шестерни                    | 15.0  | 14.0  | 16.0  | 16.0  | 15.0  |

|       колеса                      | 13.0  | 12.0  | 14.0  | 14.0  | 13.0  |

|                                   |       |       |       |       |       |

|    ТИХОХОДНАЯ  ПЕРЕДАЧА           |       |       |       |       |       |

| Передаточное отношение            |  6.167|  5.789|  7.316|  7.316|  6.900|

| Межосевое расстояние, мм          |180.000|180.000|200.000|200.000|200.000|

| Модуль нормальный, мм             |  2.750|  2.750|  2.500|  2.500|  2.500|

| Угол наклона зубьев, градус       |  9.797|  9.797|  9.069|  9.069|  9.069|

| Число зубьев:                     |       |       |       |       |       |

|       шестерни                    |   18  |   19  |   19  |   19  |   20  |

|       колеса                      |  111  |  110  |  139  |  139  |  138  |

| Делительный диаметр, мм:          |       |       |       |       |       |

|       шестерни                    | 50.233| 53.023| 48.101| 48.101| 50.633|

|       колеса                      |309.767|306.977|351.899|351.899|349.367|

| Ширина, мм:                      |       |       |       |       |       |

|       шестерни                    | 32.0  | 34.0  | 30.0  | 30.0  | 32.0  |

|       колеса                      | 30.0  | 32.0  | 28.0  | 28.0  | 30.0  |

|                                   |       |       |       |       |       |

|    ПАРАМЕТРЫ  РЕДУКТОРА           |       |       |       |       |       |

| Передаточное отношение            |  33.66|  33.23|  33.07|  33.07|  34.50|

| Масса редуктора, кг               |  92.3 |  93.1 |  96.6 |  96.6 |  97.4 |

---------------------------------------------------------------------------

 

      ПРИМЕЧАНИЯ:  1. Материал  корпуса редуктора  - серый чугун

                   2. КПД цилиндрической передачи - 0,97

2.3   Геометрические параметры закрытых  передач

Уточним геометрические размеры зубчатых колес по известным значениям модулей и углам наклона зубьев.

Геометрические размеры  зубчатых колес (рис. 3) для быстроходной передачи:

1) делительные диаметры шестерни и колеса (значения получены из распечатки)

мм,  
мм;

2) диаметры вершин  зубьев

 

где mn – нормальный модуль, мм.

3) диаметры  впадин зубьев

мм,

мм

 

Аналогично  определяем параметры для тихоходной передачи:

1) делительные  диаметры шестерни и колеса

мм,  
мм,


2) диаметры вершин зубьев

 

3) диаметры впадин зубьев

  

 

 

Рисунок 3 - Геометрические параметры  косозубой цилиндрической передачи


 

3 ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА.

3.1 Уточнение  допускаемых контактных напряжений

3.1.1 Уточнение коэффициентов

Эквивалентное число напряжений:

где

 отсюда 

 отсюда

3.1.2 Для косозубой передачи допускаемые контактные напряжения определяются:

Найденное значение удовлетворяет неравенству:

3.2 Расчет допускаемых предельных контактных напряжений

3.3 Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость зубьев по изгибу

Для шестерни тихоходной передачи:

 

где

для которой:

;

Аналогично расчет для колеса тихоходной передачи:


для которой 

3.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки

Для шестерни: ;

Для колеса: ;

где

3.5 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Equation Section (Next)

3.5.1 Уточняем коэффициент :

 

3.5.2 Уточняем коэффициент :

  3.5.3 Окружная скорость в зацеплении, м/с

3.5.4  Коэффициент торцового перекрытия вычисляется по формуле

       3.5.5  Коэффициент осевого перекрытия

3.5.6  Суммарный коэффициент перекрытия:


3.5.7  Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностью изготовления

;

3.5.8 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

;

где – удельная окружная динамическая сила

H

Т1 = 203,54 Нм – вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи;

= 0,004 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

= 56 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

3.5.9  Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

3.5.10  Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий передачи

3.5.11  Расчетное контактное напряжение, МПа

где  ZН = 2,46  – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления ;

ZЕ = 190   – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;


Расчетное контактное напряжение удовлетворяет условию прочности.

 

3.6 Проверочный расчет на выносливость зубьев по изгибу

3.6.1 Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

;

где

удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб
;

3.6.2 Удельная расчетная окружная сила

;


3.6.3 Эквивалентное число зубьев

;

Отсюда коэффициент, учитывающий  форму зуба и концентрацию напряжений, находится равным:

;

3.6.4 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

;

3.6.5 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

;

3.6.6 Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности

;

.

3.6.7 Расчет на прочность при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение создаваемое  наибольшей нагрузкой из числа подводимых

;

.

3.6.8 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

;

.


4 СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

1. Окружная сила

 

2. Радиальная сила

 

3. Осевая сила

В формулах:

Т3 – вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Нм;

dw3 – начальный диаметр шестерни, мм;

- угол наклона зубьев, град;

- угол зацепления в нормальном  сечении,  .

Рисунок 4 – Силы в зацеплении косозубой  цилиндрической передачи

 

4 СМАЗЫВАНИЕ ПЕРЕДАЧ ЗАЦЕПЛЕНИЯ


Основное применение для смазывания передач редукторов получила картерная система смазки: в корпус редуктора заливается масло, уровень которого обеспечивает погружение в него зубчатых венцов колес. При вращении зубчатых колес масло разбрызгивается, внутри корпуса образуя взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных в корпусе деталей. Картерную смазку применяют в интервале окружных скоростей зубчатых колес 0,3…12,5 м/с (1,176 м/с в данном случае).

Кинематическая вязкость масла  берется равной 70 (Для многоступенчатых передач берётся средняя арифметическая вязкость, но т.к. окружные скорости колеса до 2 м/с и σH определяется в пределах 1000…1200 МПа, то кинематическая вязкость лежит в пределах 65...75). Следовательно, оптимальным вариантом будет масло индустриальное: И-70А.

Так как скорость в зацеплении тихоходной передачи больше 1 м/с, то достаточно погружать в масло колесо тихоходной ступени. Глубина погружения в масло колеса равна 4m.

Для замены масла в  редукторе предусмотрено сливное  отверстие с конической пробкой. Для наблюдения за верхним уровнем масла используют жезловый маслоуказатель.


Чтобы исключить повышение давления в корпусе при длительной работе, внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней путем установки отдушины в его верхних точках.

Для предохранения вытекания смазки из подшипниковых узлов редуктора, а также попадания извне пыли и влаги применяют уплотнения. Наиболее распространены манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Выберем манжеты:

- для входного вала d = 50 мм, D = 70 мм, h = 10 мм;

- для выходного вала d = 75 мм, D = 100 мм, h = 10мм.

 

 


5  КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

5.1 Проектный расчет валов редуктора

Детали машин. Расчет редуктора 📙 Курсовая → 🆔 70721

Детали машин. Расчет редуктора 📙 Курсовая → 🆔 70721

Детали машин. Расчет редуктора