Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей

   Введение. 

   С развитием  машиностроения увеличивается спрос  на редукторы, которые получили широкое  распространение и являются неотъемлемой частью различного рода машин.

   Редуктор  – механизм, служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Его назначение – понижение угловой скорости и соответственно повышение крутящего момента на ведомом валу по сравнению с ведущим.

   Редукторы классифицируются по типу передачи, числу  ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов редуктора в пространстве, особенностями кинематической схемы.

   В данной работе рассматриваем косозубый  одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор.

   Одноступенчатые редукторы отличаются простотой  в изготовлении, высоким КПД, надежностью  и долговечностью в работе. Поэтому они нашли широкое применение во всех отраслях промышленности.

   Задачей данного курсового проекта является получение практических навыков  в проектировании редукторов. Изучение методов силового и геометрического  расчета, методов изготовления основных деталей редукторов. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   I.Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей. 

   Задание на проектирование.

   Спроектировать  одноступенчатый цилиндрический косозубый  редуктор с цепной передачей для привода к ленточному конвейеру.

   Полезная  сила, передаваемая лентой конвейера, F_л=10 кН; скорость ленты v_л=1,2 м/с; диаметр приводного барабана D_б=300 мм. Редуктор не реверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения. 

   Рис. 1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей:

   1-электродвигатель; 2-муфта; 3-одноступенчатый редуктор; 4-цепная передача; 5-приводный барабан; 6-лента конвейерная. 

   Расчет  и конструирование. 

   II.Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 
 

   КПД пары цилиндрических зубчатых колес  0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 0,99; КПД открытой цепной передачи 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, 0,99 (табл. 1.1 ).

   Общий КПД привода

   Мощность  на валу барабана

   

 кВт.

   Требуемая мощность электродвигателя

   

 кВт.

   Угловая скорость барабана

   

 рад/с.

   Частота вращения барабана

   

 об/мин 

   Рис. 2. Кинематическая схема  привода:

   А - вал барабана; В-вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С-2-й вал редуктора. 

   По  требуемой мощности 13,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6, с параметрами кВт и скольжением 2,6%(табл. П.1 ). Номинальная частота вращения  об/мин, а угловая скорость - 

   

рад/с

   Проверим  общее передаточное отношение:

   

,

   что можно признать приемлемым, так как  оно находится между 6 и 36 (большие  значения принимать не рекомендуется).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора  u_p=6, для цепной передачи 

       Частоты вращения и угловые  скорости валов редуктора и  приводного барабана: 

   Вращающие моменты:

   на  валу шестерни

   на  валу колеса

III.Расчет зубчатых колес редуктора. 

   Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200.

   Допускаемые контактные напряжения (формула(3.9) )

   

,

   где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

   Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением) (табл. 3.2 )

   

;

    - коэффициент  долговечности; при числе циклов  нагружения больше базового, что  имеет место при длительной  эксплуатации редуктора, принимают  =1; коэффициент безопасности (стр.33 ).

   Для косозубых колес расчетное допускаемое  контактное напряжение по формуле 

   

; 

   для шестерни  МПа; 

   для колеса  МПа.

   Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение 

   

 МПа.

   Требуемое условие  выполнено.

   Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес, относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, значение (табл. 3.1 ).

   Принимаем для косозубых колес коэффициент  ширины венца по межосевому расстоянию (ГОСТ 2185-66). 

   Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле (3.7)

   

 мм,

   где для косозубых колес  , а передаточное число нашего редуктора .

   Ближайшее значение по ГОСТ 2185-66 мм

   Нормальный  модуль зацепления принимаем по следующей  рекомендации:

   

 мм;

   принимаем по ГОСТ 9563-60 мм. 

   Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:

   Принимаем z₁=23; тогда z₂= z₁  

   Уточненное  значение угла наклона зубьев

   

.

   Основные  размеры шестерни и колеса:

   диаметры  делительные:

   

мм;

   

 мм.

   Проверка:

   

 мм;

   диаметры  вершин зубьев:

   

 мм;

   

 мм

   ширина  колеса

   

 мм 

   ширина  шестерни

   Определяем  коэффициент ширины шестерни по диаметру:

   

. 

   Окружная  скорость колес и степень точности передачи:

   

 м/c.

   При такой скорости для косозубых  колес следует принять 8-ю степень  точности (ГОСТ 1643-81).

   Коэффициент нагрузки . Значения коэффициентов берем из таблиц (3.5; 3.4; 3.6 )

   При , твердости и не симметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи . При м/с и 8-й степени точности .При м/с для косозубых колес . Таким образом .

   Проверка  контактных напряжений (формула 3.6 ):

   

 МПа< .

   Силы, действующие в зацепление (формулы 8.3, 8.4 ):

   окружная  Н;

   радиальная  Н;

   осевая  Н

   Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба по формуле (3.25 ):

   Здесь коэффициент нагрузки (стр.42 ). При , твердости и не симметричном расположении зубчатых колес относительно опор выбираем по таблице 3.7 ; (табл. 3.8 ).

    - коэффициент,  учитывающий форму зуба и зависящий  от эквивалентного числа зубьев  :

   у шестерни ;

   у колеса        .

     и  (ГОСТ 21354-75).

   Допускаемое напряжение по формуле (3.24 ):

   Для стали 45 улучшенной при твердости  НВ (табл. 3.9 ).

   Для шестерни МПа; для колеса МПа. - коэффициент безопасности, где , (для поковок и штамповок) (табл. 3.9, стр. 42-43 ). Следовательно, .

   Допускаемые напряжения:

   для шестерни: МПа;

   для колеса: МПа.

   Находим отношения :

   для шестерни: МПа;

   для колеса: МПа.

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

   Определяем  коэффициенты и (см. гл. III, пояснения к формуле (3.25) ):

   

;

   

;

   для средних значений коэффициента торцового  перекрытия =1,5 и 8-й степени точности =0,92.

   Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

   

;

   

МПа< =206МПа.

   Условие прочности выполнено. 

   IV. Предварительный расчет валов редуктора. 

   Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. 

   Ведущий вал:

   диаметр выходного конца при допускаемом  напряжении МПа по формуле 8.16 :

   

мм.

   Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и . Некоторые муфты, например УВП могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента.

     У подобранного электродвигателя  диаметр вала 42мм (табл. П.2 ). Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под =42мм и =35мм. Примем под подшипниками =40мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

   Рис. 3. Конструкция ведущего вала. 
 

   Ведомый вал:

   Учитывая  влияние изгиба вала от натяжения  цепи, принимаем  МПа

   Диаметр выходного конца вала

   

мм.

   Принимаем значение из стандартного ряда =60мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем =65мм, под зубчатым колесом =70мм.

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

   Рис. 4.Конструкция ведомого вала. 

   V. Конструктивные размеры шестерни и колеса. 

   Шестерню  выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше: =71,42мм; =77; =105мм.

   Колесо  кованое: =428,57мм; =435мм; =100мм.

   Диаметр ступицы мм; длина ступицы мм, принимаем мм.

   Толщина обода  мм, принимаем мм.

   Толщина диска  мм. 

   VI. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 

   Толщина стенок корпуса и крышки: мм, принимаем мм; мм, принимаем мм.

   Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

   верхнего  пояса корпуса и пояса крышки

    мм; мм;

   нижнего пояса корпуса

    мм; принимаем  мм.

   Диаметр болтов: фундаментных

    мм; принимаем  болты с резьбой М20;

   крепящих  крышку к корпусу у подшипников

    мм;

     принимаем болты с резьбой  М16.

   соединяющих крышку с корпусом мм; принимаем болты с резьбой М12. 

   VII. Расчет цепной передачи. 

   Выбираем  приводную роликовую однорядную цепь.

   Вращающий момент на ведущей звездочке

    .

   Передаточное  число было принято ранее

   Число зубьев: ведущей звездочки

    ;

   ведомой звездочки

   Принимаем

     и  .

   Тогда фактическое  .

   Отклонение

    , что допустимо.

   Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII, пояснения к формуле (7.38) ):

   

,

   где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); учитывает влияние межосевого расстояния ( при ); - учитывает влияние угла наклона линии центров ( , если этот угол не превышает 60⁰; в нашем случае ); при периодическом регулировании натяжения цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе =1.

   Для определения шага цепи (формула 7.38 ) необходимо знать допускаемое давление в шарнирах цепи. Табличное значение допускаемого давления задано в зависимости от частоты вращения звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения об/мин. Среднее значение допускаемого давления при об/мин =25МПа (табл.7.18 ).

   Шаг однорядной цепи (m=1)