Расщет редуктора
ВВЕДЕНИЕ.
Технологический уровень
всех отраслей народного хозяйства
в значительной мере зависит и
определяется уровнем развития машиностроения.
На основе развития машиностроения осуществляется
комплексная механизация и
Цели и задачи настоящего проектирования – изучение основ расчета и конструирования деталей и сборочных единиц с учетом рационального выбора материалов, технологии изготовления и эксплуатации машин. Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность, иметь не высокую себестоимость при производстве, и экономичность в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании, допускать автоматизацию работы машины и стандартизацию деталей и сборочных единиц. В основе привода машин состоят из передач, в состав которых редуктора, ременные и цепные передачи.
Редуктор наряду с гибкими передачами служит для передачи крутящего момента от электродвигателя к исполнительному механизму. Он позволяет увеличить для привода исполнительного органа машины момент за счет уменьшения частоты вращения.
Заданием на курсовой проект предусмотрено спроектировать приводную станцию нории (ленточный ковшовый элеватор) транспортирования зерна и продуктов его переработки.
Ковшовый элеватор состоит из вертикально-замкнутого тягового элемента с жестко прикрепленными к нему грузонесущими элементами – ковшами, тяговой элемент огибает верхний приводной и нижний натяжной барабаны (или звездочки). Ходовая часть и поворотные устройства элеватора помещаются в закрытом металлическом кожухе. Тяговый элемент с ковшами приводится в движение от привода и получает натяжение от натяжного устройства. Транспортируемый насыпной груз подается в загрузочный патрубок (носок) нижней части элеватора, загружается в ковши, поднимается в них и загружается на верхнем барабане (звездочке) в патрубок верхней части элеватора. Привод снабжается остановом для предохранения от обратного движения ходовой части. Кожух элеватора имеет направляющие устройства.
Достоинства ковшовых элеваторов: малые габаритные размеры в поперечном сечении; возможность подачи груза на значительную высоту (до 60 м) и большой диапазон производительности (5 – 500 ).
Недостатки ковшовых элеваторов
- чувствительность к перегрузке и
необходимость равномерной
По типу тягового элемента
элеваторы бывают ленточные и
цепные с одной или двумя цепями.
По направлению перемещения
Заданием предусматривается расчет и конструирование приводной станции нории. В состав привода входят:
1 – электродвигатель; 2 – муфта соединительная-останов; 3 – редуктор; 4 - муфта соединительная.
- КИНЕМАТИКА И ЭНЕРГЕТИКА ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ
- КПД привода
,
где - КПД соединительной муфты;
- КПД пары подшипников;
- потери на
трение в паре зубчатого
Значение составляющих КПД приняты из [ 1 ], таблица 1.1.
=0,895.
- Необходимая мощность электродвигателя.
== = 13,5 кВт.
Здесь =12 кВт – мощность на приводном барабане нории.
- Ориентировочные значения передаточных чисел ступеней привода.
По рекомендации [ 1 ]таблицы 1.1 и 1.3, принимаем
>
3
= 2,5.
Здесь индексы зуб.б и зуб.т соответственно зубчатые зацепления быстроходной и тихоходной ступеней привода.
- Ориентировочное значение передаточного числа привода.
== 7,5.
- Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя.
= ,
где = 92 (см. задание)
= 7,5 * 92 = 690 .
- Выбор электродвигателя.
Пользуясь таблицей П.1 [ 1 ] по и выбираем двигатель асинхронный, короткозамкнутый, трехфазный серии А4.
Тип двигателя М180М8У3 у которого = 15,0 кВт, = 730 , = 42мм.
Рис1.1 Электродвигатель 4А132М
Основные размеры:
Число полюсов – 8;
Габаритные размеры, мм:
= 720;
= 470;
=410;
= 110.
Установочные и
=140;
= 124;
= 42;
=15;
= 16;
=279;
h = 180;
= 10;
= 59;
= 20.
- Уточненные значения общего передаточного числа привода и
его ступеней.
U = = = 7,93
оставляем без изменения передаточное число 3
тогда = = = 2,64.
- ведущего (входного), шестерни быстроходной
= = 730 ;
- промежуточного, колеса
быстроходного и шестерни
=;
- выходного, колеса тихоходного
.
Соответственно мощности и моменты
= *η муф ∙ η_под = = 13,10 кВт;
= = = = 12,84 кВт;
= * = = 12,45 кВт;
= 9550 = 9550 = 171,4 Нм;
= 9550 = 9550 = 504 Нм;
= 9550 = 9550 = 1292,4 Нм.
- ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСК
АЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБА НАПРЯЖЕНИЙ.
2.1 Материал для шестерен и колёс Сталь 40ХН твёрдость зубьев колёс Н=350 (улучшение), а шестерен Н=55HR закалка ТВЧ.
2.2 Пределы контактной выносливости при базовом числе циклов
шестерен 17 HR + 200 = 17 * 55+ 200 = 1135 МПа;
колёс = 2 + 70 = 2 * 350+70 = 770 МПа.
2.3 Базовое число циклов нагружения
шестерен = 30 * = 30 * = 113,238,
колес = 30 * = 30 * = 38,3.
- Рабочее число циклов за время эксплуатации
- шестерен = 60 * * = 60 * 720 * 3,6 ;
= 60 * * = 60 * 240 * 3,6 ;
- колес 60 * * = 60 * 240 * 3,6 ;
=60 * * = 60 * 98 * 3,6 ;
- Коэффициенты долговечности:
=;
при: НВ 350 12,6
НВ350 11,8
- для шестерни быстроходной (конической)
= = 0.73<1устанавливаем=1;
- для колеса быстроходной ступени (конической)
= = 0,81<11устанавливаем=1;
- для шестерен тихоходной ступени
= = 1,14;
- для колеса тихоходной ступени:
= = 1,1.
- Допускаемые контактные напряжения:
- шестерён = * = = 946 МПа;
= * = = 1078 МПа;
- колес = * = = 700 МПа;
Здесь - минимальный коэффициент запаса прочности.
Справочно: = 1,1 при улучшении и нормализации;
= 1,2 при остальных обработках (стр.104 [ 1 ])
2.7 Предел изгибной выносливости при базовом числе циклов ( [1] таблица 4.3).
- материал шестерен = 500 МПа;
- материал колес = 1,75 * НВ = 1,75 * 350 = 612,5 МПа.
2.8 Т.к. рабочее число циклов для обеих передач больше базового при изгибе равном 4, то коэффициент долговечности при определяемом допускаемом напряжении изгиба:
= 1.
2.9 Допускаемое напряжение изгиба
- для шестерён = * = * 1 = 286 МПа;
- для колёс = * = * 1 = 350 МПа;
- минимальный коэффициент запаса прочности при изгибе, принят по рекомендации [ 1 ] стр.106.
- РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ЗАЦЕПЛЕ
НИЯ.
- Тихоходная ступень (прямозубая)
Рис. 3.1 К расчёту тихоходной ступени
- Данные к расчёту.
=5,07 кВт;
=4,87 кВт;
=240 кВт;
=98 ;
=2,45;
=201,79 Н;
=474,58 Н.
3.1.2 Межосевое расстояние.
= (+1 ) ;
Где – коэффициент нагрузки, при контактных расчетах принимаем равным ( предварительно) 1,1…1,3;
- мощность на колесе;
– коэффициент ширины венца колеса, принимаем:
- b/a=(0,2…0,4) – меньшее значение для быстроходной ступени, большее для тихоходной, т.к у нас передача тихоходная, то принимаем
=0,4;
- принимаем меньшее значение из и , т.е равным 770 МПа;
= (+1 ) = 123мм;
Устанавливаем = 125мм.
3.1.3 Расчёт ширины венца колеса и шестерни.
Ширина венца зубчатого колеса:
= a = 0,4 мм;
Ширина венца шестерни:
=+(2…5)=50+2=52мм,
а т.к. передача раздвоенная, то:
=
=
3.1.4 Значение модуля.
m = = = 3,62мм
принимаем стандартный модуль m =4 мм.
ГОСТ 9563-60
3.1.5 Число зубьев шестерни и колеса.
= = = 18,1
Устанавливаем =18, тогда
= = 18 ;
Принимаем: = 44,
Уточнённое придаточное число = = = 2,44.
3.1.6 Диаметры зубчатых зацеплений.
Делительные диаметры колеса и шестерни:
= = 4
= = 4
Диаметры окружностей впадин:
= = 72 – 2,5
= = 176 – 2,5
Диаметры окружностей выступов:
= = 72 + 2
= = 176+ 2
Уточненное межосевое расстояние:
a = = = 124мм;
3.1.7 Скорость и усилия в зацеплении:
- окружное усилие
= = = = = 2802,5 H;
- распорное усилие
;
= = tg = 2802,5∙0,36 = 1020,1Н;
- скорость в зацеплении
v = = = 0,9 м/с.
По v = 0,9 м/с из таблицы 4,6 [1] – 9-ая степень точности изготовления передачи.
3.1.8 Поправочные коэффициенты находятся по табличным рекомендациям и рисункам
– учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, а так как передача прямозубая то по [1] стр.110
,
- учитывает распределение нагрузки по длине контактных линий.
Исходя из = 0,5 = 0,5 [ 1 ], рис.4.4 кривая, с учётом шестерни HB
= 1,07 ;
,25 ;
учитывают динамическую нагрузку, возникающую в передаче и в соответствии с таблицами 4.8 и 4.9 [ 1 ]
= 1,06 ;
,11 ;
3.1.9 Проверочные
расчёты по контактным и
=
= МПа;
=
= = 155,5МПа;
= =139,98МПа;
Где - коэффициент формы зуба выбирается из [ 1 ] рис. 4.7 по и .
= 4; .
Вывод: полученные размеры зубчатого зацепления обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.
] ]
652,25861 155,5286 139,98350
- Тихоходная ступень (прямозубая)
Рис. 3.1 К расчёту тихоходной ступени
- Данные к расчёту.
=5,07 кВт;
=5,29 кВт;
=240 кВт;
=730 ;
=3;
=201,79 Н;
=171,4 Н.
3.1.2 Межосевое расстояние.
= ;
Где – коэффициент нагрузки, при контактных расчетах принимаем равным ( предварительно) 1,1…1,3;
- мощность на колесе;
– коэффициент ширины венца колеса, принимаем:
- b/a=(0,2…0,4) – меньшее значение для быстроходной ступени, большее для тихоходной, т.к у нас передача тихоходная, то принимаем
=0,4;
- принимаем меньшее значение из и , т.е равным 770 МПа;
= (+1 ) = 123мм;
Устанавливаем = 125мм.
3.1.3 Расчёт ширины венца колеса и шестерни.
Ширина венца зубчатого колеса:
= a = 0,4 мм;
Ширина венца шестерни:
=+(2…5)=50+2=52мм,
а т.к. передача раздвоенная, то:
=
=
3.1.4 Значение модуля.
m = = = 3,62мм
принимаем стандартный модуль m =4 мм.
ГОСТ 9563-60
3.1.5 Число зубьев шестерни и колеса.
= = = 18,1
Устанавливаем =18, тогда
= = 18 ;
Принимаем: = 44,
Уточнённое придаточное число = = = 2,44.
3.1.6 Диаметры зубчатых зацеплений.
Делительные диаметры колеса и шестерни:
= = 4
= = 4
Диаметры окружностей впадин:
= = 72 – 2,5
= = 176 – 2,5
Диаметры окружностей выступов:
= = 72 + 2
= = 176+ 2
Уточненное межосевое расстояние:
a = = = 124мм;
3.1.7 Скорость и усилия в зацеплении:
- окружное усилие
= = = = = 2802,5 H;
- распорное усилие
;
= = tg = 2802,5∙0,36 = 1020,1Н;
- скорость в зацеплении
v = = = 0,9 м/с.
По v = 0,9 м/с из таблицы 4,6 [1] – 9-ая степень точности изготовления передачи.
3.1.8 Поправочные
коэффициенты находятся по
– учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, а так как передача прямозубая то по [1] стр.110
,
- учитывает распределение нагрузки по длине контактных линий.
Исходя из = 0,5 = 0,5 [ 1 ], рис.4.4 кривая, с учётом шестерни HB
= 1,07 ;
,25 ;
учитывают динамическую нагрузку, возникающую в передаче и в соответствии с таблицами 4.8 и 4.9 [ 1 ]
= 1,06 ;
,11 ;
3.1.9 Проверочные
расчёты по контактным и
=
= МПа;
=
= = 155,5МПа;
= =139,98МПа;
Где - коэффициент формы зуба выбирается из [ 1 ] рис. 4.7 по и .
= 4; .
Вывод: полученные размеры зубчатого зацепления обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.
] ]
652,25861
- ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ И ОЦЕНКА ИЗГОТОВЛЕНИЯ ИХ С ШЕСТЕРНЯМИ ИЛИ ОТДЕЛЬНО.
- Ведущий ( входной ) вал
Диаметр вала под чашку соединительной муфты назначается в зависимости от 36мм
d=( 0,8…1 ) =(0,8…1)*36=28,8…36мм
принимаем d=30м
Остальные параметры назначаем конструктивно
Диаметр под сальник принимаем d=40
Диаметр под подшипник d=40
Оценка изготовления вала вместе с шестерней или отдельно
=
Здесь =15…25 МПа, принимаем =20 МПа;
- Ведомый ( выходной ) вал
Здесь =15…25 МПа, принимаем =20 МПа;
- Промежуточный вал
Здесь =15…25 МПа, принимаем =15 МПа;
На промежуточном валу проверяем изготовление его совместно или отдельно с шестерней тихоходной ступеней.
=
Так как || - то шестерня изготавливается совместно с валом
- РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУК
ТОРА С РАЗРАБОТКОЙ ЕГО ЭСКИЗНО Й КОМПАНОВКИ.
Определяем конструктивные элементы корпуса редуктора
5.1 Толщина стенки основания и крышки
мм;
мм, устанавливаем мм и мм.
- Толщина верхнего пояса основания и нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
мм, устанавливаем мм;
мм, устанавливаем мм.
5.3 Толщина нижнего пояска основания корпуса (под фундамент)
мм, устанавливаем 28 мм.
5.4 Толщина ребер основания и крышки
, устанавливаем мм и мм.
5.5 Диаметр болтов
- фундаментных
мм, устанавливаем М10, а отверстий мм;
- у подшипников
мм, устанавливаем М14;
- соединяющих основание с крышкой по периметру
мм, устанавливаем М10;
- крепящих смотровую крышку
мм, устанавливаем М6.
5.6 Ширина пояса
- верхнего основания и крышки у подшипников
мм, устанавливаем 46 мм;
- также по периметру болтов
мм, устанавливаем 36 мм;
- нижнего пояска основания (под фундамент)
мм, устанавливаем 60 мм.
5.7 Минимальный
зазор между вращающимися
- вершинами зубьев колес
мм, устанавливаем 10 мм;
- торцами шестерен
мм, устанавливаем 10 мм;
- торцами колес
мм, устанавливаем 12 мм.
5.8 Так как окружная скорость быстроходной ступени , что , то подшипники будут смазываться пластичным смазочным материалом. В этом случае подшипник отодвигаться вглубь отверстия на расстояние мм.
5.9 Основные (предварительные)
размеры крышки подшипника со
стороны ведущей шестерни
принимаем мм;
мм;
мм.
5.10 С учетом высоты головки винтов М10, равной 6 мм и толщины пружинной шайбы мм, размер от середины подшипника до середины шестерни будет составлять
мм.
5.11 Зазор между шестерней мм и головкой болта устанавливаем мм для исключения касания шестерней головок болтов крышки подшипника.
Рисунок 5.1 К определению основных размеров основания и крышки корпуса редуктора
- СХЕМА НАГРУЖЕНИЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ТОЧКАМИ ПРИЛОЖЕНИЯ НАГРУЖАЮЩИХ СИЛ. Схема нагружения
Рис. 6.1 схема нагружения
6.2 Расстояния между опорами и серединами зубчатых зацеплений (см. рис. 6.1)
6.2.1 Размер a
6.2.2 Размер b
6.2.3 Размер c
6.2.4 Размер d
6.2.5 Размер e
6.2.6 Размер g
6.2.7 Размер h
В расчёте использованы:
В – ширина подшипника,
- ширина зацепления
7. ПРЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.
Справочно: ( Проектный расчет валов выполняется после разработки эскизной компоновки, представляющая собой первичное представление конструкции редуктора и определение расстояний между точками приложения сил (середина шкива, середина звездочки, середина колеса, шестерни и середина опор ). Составляя расчетные схемы надо вал рассматривать как балку на жестких шарнирных опорах.
Расчёт проводится в следующем порядке:
- вычерчивается расчетная схема вала;
- наносятся силы, нагружающие
вал в двух взаимно
- выписываем с предыдущих расчётов данные ( значения сил, крутящего момента, делительные диаметры при наличии осевого нагружения).
- определяем известными способами реакции в опорах, строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов.
- из анализа эпюр определяется
наибольшие нагруженные
- по значениям эквивалентных
моментов определяем диаметры
валов в этих сечениях и
сравниваем с ранее
7.1 Ведущий ( входной ) вал.
Данные к расчету:
Вал-шестерня.
Определяем реакции в опорах:
- горизонтальная плоскость
Проверка:
Слева под подшипником:
Справа под подшипником:
Обуславливаем сосредоточенным моментом от:
- вертикальная плоскость:
Проверка:
Слева под подшипником:
Справа под подшипником:
Эквивалентный момент:
Так как , то для более нагруженного сечения вала ( под колесом ) приняв =40 МПа;
7.2 Промежуточный вал.
Расчетные данные:
Вал-шестерня.
Определяем реакции в опорах:
- горизонтальная плоскость
Проверка:
Слева под подшипником:
Слева под шестерней:
Справа под подшипником:
- вертикальная плоскость:
Проверка:
Слева под подшипником:
Слева под шестерней:
Справа под подшипником:
Анализ эпюр
Определяем суммарные моменты:
Под колесом :
Эквивалентный момент:
Так как , то для более нагруженного сечения вала ( под колесом ) приняв =40 МПа;
