Проектирование редуктора привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Пояснительная записка к курсовому проекту

Тема:

Проектирование редуктора привода

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Исходные данные

1.2 Определение параметров приводного вала

1.3 Выбор электродвигателя

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность

2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

2.2 Определение допустимых значений

2.3 Предварительный выбор угла наклона зуба

2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

2.5 Проектный расчет на конкретную прочность

2.6 Проверочные расчеты зубчатой передачи

2.7 Определение усилий в зацепление

3. Расчет валов на прочность и жесткость

4. Выбор подшипников

5. Выбор шпонок

6. Выбор муфты

7. Смазка деталей и узлов привода

Заключение

Список использованной литературы



ВВЕДЕНИЕ

Редукторы широко применяются в разных отраслях промышленности. Это объясняется тем, что они могут передавать в широком диапазоне крутящие моменты, обеспечивать необходимые передаточные числа, редукторы обладают высоким коэффициентом полезного действия, не сложностью конструкции, удобством монтажа и демонтажа. Редукторы широко используются в среднем, в тяжелом машиностроении, для приводов рабочих клетей прокатных станов, вращающихся печей, шаровых мельниц и других машин. Для передачи момента от турбин или электродвигателей на компрессоры, насосы, вентиляторы и другие скоростные машины устанавливают редукторы с шириной зубчатых колес (0,8 … 1,2) aw. Для преодоления кратковременных типовых нагрузок, как, например: в гильотинных ножницах для резки металла, в главных приводах прокатных станов, в правильных прессах, на быстроходных валах редукторов устанавливают маховики.



1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Исходные данные

Кинематическая схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - редуктор; 3 - муфта.

Мощность Р2= 3,5 кВт.

Угловая скорость щ = 27 рад/с.

1.2 Определение параметров приводного вала

КПД привода з_пр, вычисляют по формуле

(1)

где зм - КПД муфты, зм = 0,98 стр13 П2. [ 1 ];

з_цил.п - КПД зубчатой передачи, ззц = 0,97 стр13 П2. [ 1 ];

з_п.к - КПД подшипников качения, зп.к. = 0,995 стр13 П2. [ 1 ].

Требуемую мощность электродвигателя Р_mp, кВт, вычисляют по формуле

(2)

где Р₂ - мощность на приводном валу, кВт.

Частоту вращения ведомого вала n₂, об/мин, вычисляют по формуле

(3)

где w₂ - угловая скорость приводного вала, рад/с.

Предварительное определение частоты вращения вала электродвигателя

(4)

Передаточное отношение U, вычисляют по формуле

(5)

где n₁ - частота вращения ведущего вала, об/мин.

1.3 Выбор электродвигателя

Условия выбора: , n_эn_э'

При требуемой мощности Ртр.э = 3,71 кВт, рассматриваем двигатели с предпочтительной частотой вращения nэ = 960об/мин. Подходит двигатель с Pэ = 4 кВт, соответственно: электродвигатель: 4А112МВ8У3.

Таблица 1

№ вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения, об/мин	Момент крутящий Т, Нм
1	3,64	960
2	3,5



2. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность

Рассчитать среднескоростную косозубую зубчатую передачу цилиндрического редуктора, если для шестерни: Т₁ = 36,21 Н*м; n₁ = 960об/мин; U = 3,72; для колеса T₂ = 124,15 Н*м; n₂ = 257,85 об/мин.

2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

Для шестерни - сталь 40 (улучшение); НВ₁ = 270(HRC);

Для колеса - сталь 40 (нормализ.); НВ₂ = 220(HRC);

2.2 Определение допустимых значений

Предел контактной выносливости поверхности зубов шестерни и колеса (), МПа, вычисляют по формуле

(6)

(7)

Базовое число циклов перемены напряжений для зубьев шестерни (Nно₁) и колеса (Nно₂)

Nно₁ = 18 млн.циклов график 1 стр.11 [2]

Nно₂ = 12 млн.циклов график 1 стр.11 [2]

Суммарное число часов работы t, час, вычисляют по формуле

(8)



где t - суммарное число часов передачи;

К_сут - коэффициент суточной загрузки;

К_год - коэффициент годовой загрузки;

L - срок службы передачи, год.

Суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни () и колеса (), млн. циклов, вычисляют по формуле

(9)

Так как нагрузка постоянная, то эквивалентное число циклов перемены напряжений и

(10)

Как для шестерни, так и для колеса эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициент долговечности принимаем: K_HL1 = K_HL2 = 1.

Допускаемые контактные напряжения , МПа, вычисляют по формуле

(11)

где Sн - коэффициент безопасности, Sн = 1,1 [2].

(12)

Условное допускаемое контактное напряжение [уН], МПа, вычисляют по формуле

(13)

Определим допускаемые напряжения изгиба.

Предел выносливости при изгибе зубьев шестерни и зубьев колеса

Коэффициенты долговечности принимаем К_FL = 1.

Допускаемые напряжения изгиба и , МПа, вычисляют по формуле

(14)

где SF - коэффициент безопасности, SF = 1,75 [2].

(15)



2.3 Предварительный выбор угла наклона зуба

Принимаем в = 12є

2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

Для наших условий принимаем ш_bd = 1 [2]

2.5 Проектный расчет на конкретную прочность

Определение предварительного значения начального диаметра шестерни.

Начальный диаметр шестерни d_w1, мм, вычисляют по формуле

(16)

где К_d - вспомогательный коэффициент, равный для косозубых передач К_d=675 МПа^1/3;

KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине венца, KHв = 1,052 [2];

u - передаточное число;

- коэффициент ширины зубчатых колес, ш_bd = 1;

- допускаемое контактное напряжение МПа.

Нормальный модуль передачи m, мм, вычисляют по формуле

(17)

Принимаем m = 1,5 мм [2].

Межосевое расстояние передачи а_w, мм, вычисляют по формуле

(18)

Принимаем пункт 1.5.3 стр.12 [2]

Суммарное число зубьев Z_сум, вычисляют по формуле

(19)

Примем z_сум= 131

Числа зубьев шестерни (z₁) и колеса (z₂), вычисляют по формуле

(20)

Примем z₁=27

(21)

Фактическое значение передаточного числа U, вычисляют по формуле

(22)

Действительный угол наклона зубьев , вычисляют по формуле

(23)

Определение размеров зубчатых колес. Начальные диаметры шестерни d_w1 и колеса d_w2, мм, вычисляют по формуле

(24)

(25)

Условие выполнено (26)

Так как передача без смещения, то диаметры делительных окружностей будут равны начальным:

D₁ = dw₁ = 40,2 мм

d₂ = dw₂ = 162,3 мм

Диаметры вершин зубьев d_a1 и d_a2, мм, вычисляют по формуле

(27)

(28)

Диаметры впадин зубьев d_f1 и d_f2, мм, вычисляют по формуле

(29)

(30)

Ширину венца колеса b_w2, мм, вычисляют по формуле

(31)

Принимаем bw₂ = 40 мм

Ширину венца шестерни b_w1, мм, вычисляют по формуле

(32)

Рабочая ширина зубчатого венца

Окружную скорость зубчатых колес V, м/с, вычисляют по формуле

(33)

Выбор степени точности зубчатых колес

При V=2,01 м/с [2], принимаем девятую степень точности.

2.6 Проверочные расчеты зубчатой передачи

Расчет на контактную выносливость.

Формула проверочного расчета

(34)

где - действительное контактное напряжение, МПа;

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев;

(35)

Zм - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, .

Коэффициент торцевого перекрытия , вычисляют по формуле

(36)

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий , вычисляют по формуле

(37)

Окружную силу в зацепление F_t, Н, вычисляют по формуле

(38)

где Т₁ - крутящий момент на ведущем валу, Н *м.

Удельную расчетную окружную силу в зоне ее наибольшей концентрации , Н/мм, вычисляют по формуле

(39)

где Kнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, Kнв = 1,052 [2].

Удельную окружную динамическую силу W_HV, Н/мм, вычисляют по формуле

(40)



где дн - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, дн = 0,002 [2];

go - коэффициент, учитывающий влияние вида разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, go = 73 [2].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении K_HV, вычисляют по формуле

(41)

Удельную расчетную окружную силу W_Ht, Н/мм, вычисляют по формуле

(42)

Действительное контактное напряжение вычисляют по формуле (34)

, что допускается [ун] = 405 МПа.

Расчет на выносливость под напряжением изгиба.

Эквивалентность числа зубьев Z_V1 и Z_V2, вычисляют по формуле

(43)

(44)

Коэффициенты формы зуба (YF1, YF2) среднеходных валов

Y_F1 = 3,85 [2]

Y_F2 = 3,65 [2]

Находим соотношение

(45)

(46)

Слабым звеном, является колесо, для которого и проведем проверочный расчет на выносливость под напряжением изгиба.

(47)

где - действительное напряжение изгиба колеса, МПа;

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

(48)

Удельную окружную динамическую силу W_FV, Н/мм, вычисляют по формуле

(49)

где - коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи, = 0,006 [2];

go - коэффициент, учитывающий влияние вида разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, go = 73 [2].

Удельную расчетную окружную силу в зоне ее наибольшей концентрации W_FtP, Н/мм, вычисляют по формуле

(50)

где KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, KFв = 1,16 [2].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении K_FV, вычисляют по формуле

(51)

Удельную расчетную окружную силу W_FtP, Н/мм, вычисляют по формуле



(52)

Действительное напряжение изгиба , МПа, вычисляют по формуле

(53)

,

что меньше допускаемого значения.

Проверочные расчеты показали, что контактные и изгибная прочность соблюдается.

2.7 Определение усилий в зацеплении

Окружную силу F_t, Н, вычисляют по формуле

(54)

Радиальную силу F_r, Н, вычисляют по формуле

(55)

Осевую силу F_a, Н, вычисляют по формуле

(56)

зубчатый приводной вал подшипник



3. Расчет валов на прочность и жесткость

Окружная сила в цилиндрической паре F_t = 1801,5Н; радиальная сила F_r =315; осевая сила F_a = 380Н; модуль m = 1,5мм; крутящий момент на валу Т₂ = 124,15Нм; l₁ = l₂ = 56,9мм = 0,596 а = 75мм

3.1 Предварительное определение диаметра вала

Предварительный диаметр вала d_ср, мм, вычисляют по формуле

(57)

где Т - крутящий момент, Нм;

- пониженное значение допускаемого напряжения на кручение,

= 20МПа.

примем

Обозн.	Параметр	Рекомендуемая величина
1	2	3
д	Толщина стенки редуктора	Принимаем д= 7мм
a	Расстояние от торца зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса редуктора
а1	Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора
а2	Высота крышки с головкой болта
а3	Расстояние от торца вращающейся детали до крышки
b1	Длина ступицы зубчатого колеса
b2	Длина ступицы вращающейся детали
B	Ширина подшипника качения
?	Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса и внутренней стенки корпуса

примем

3.2 Определение реакции в опорах и изгибающие моменты, действующие в основных сечениях вала

Горизонтальная плоскость

(58)

Изгибающие моменты в сечении.

Вертикальная плоскость

(59)

(60)

Изгибающие моменты в сечении.

Суммарный изгибающий момент в характерных сечениях вала , Нм, вычисляют по формуле

(62)

Расчет показывает, что опасным является сечение 2, так как в нем действует наибольший изгибающий момент.

Приведенный момент в опасном сечении М_пр, Нм, вычисляют по формуле

(63)

Выбираем материал вала и допускаемое напряжение.

Принимаем сталь 40Х улучшение

[у]u = 65…75МПа [4]

Примем для расчета [у]u = 70МПа, ув = 930МПа [4].

Диаметр вала в опасном сечении d_пр, мм, вычисляют по формуле

(64)

Учитывая, ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным пазом, увеличиваем диаметр на 5%

(65)

Принимаем d оп. = 30 мм [4]

(66)

3.3 Расчет на выносливость

Проверим, запас усталостной прочности в сечение 11, где действует наибольший изгибающий момент . Крутящий момент Т = 124,1 Н*м и растягивающая сила . Концентрация напряжения в рассматриваемом сечение вызывается шпоночным пазом.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям. Предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям МПа, вычисляют по формуле

(67)

где - предел прочности материала вала, МПа =930 МПа.

Амплитуду колебаний симметричного цикла при изгибе , МПа, вычисляют по формуле

(68)

где М_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечение, Н м;

W_и - момент сопротивления изгибу в этом сечение, мм³. Формулу для определения W_и .

Выбираем стандартную: Шпонка ГОСТ 23360 - 78

Момент сопротивления изгибу W_и, мм³, вычисляют по формуле

(69)

где d - диаметр вала, d=30 мм;

в - ширина паза вала, в=10 мм;

t₁ - глубина паза вала, t₁ =5 мм.

(70)

(71)

где Ку - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для вала со шпоночной канавкой, Ку = 2,14 [4];

- масштабный фактор, = 0,81 [4];

шу - коэффициент приведения, шу = 0,1 [4].

Коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям , МПа, вычисляют по формуле

(72)

Амплитуду и среднее напряжение цикла напряжений кручения , МПа, вычисляют по формуле

(73)

Момент сопротивления кручению W_кр, мм³, вычисляют по формуле

(74)

(75)

где К_r -эффективный коэффициент концентрации напряжения, [4];

- масштабный коэффициент, [4];

шф -коэффициент приведения, шф =0,05 [4].

Общий коэффициент запаса усталостной прочности n,вычисляют по формуле

(76)



4. Выбор подшипников качения

Подобрать подшипник качения для опор тихоходного вала редуктора с косозубчатым колесом. Данные для расчета:

опорные реакции,

Нагрузки, действующие на подшипник F_r^/, Н, вычисляют по формуле

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник А

(77)

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник В

(78)

Выбор типа подшипника качения.

Отношение внешней осевой нагрузки к радиальной наиболее нагруженного подшипника 2 . Так как осевая нагрузка действует, то необходимо применять радиально-упорные однорядные подшипники. В соответствие с рекомендациями подраздела 2.2 примем шариковый роликоподшипники.

Предварительный выбор типоразмера подшипника.

Учитывая dц = 25мм, выбираем из справочника роликовый конический однорядный подшипник легкой серии №46205 d=25мм, D=52мм, В=15мм, С=9100Н, Со=8340Н

Требуемую долговечность подшипника L_mp, час, вычисляют по формуле

(79)

где К_сут - коэффициент суточной загрузки привода, К_сут=0,3;

К_год - коэффициент годичной загрузки, К_год=0,5;

Т - срок службы в годах, Т=10 лет.

Расчетную долговечность выбранного подшипника L_h,час, вычисляют по формуле

(80)

где n - частота вращения вращающегося кольца, мин^-1;

С - табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н;

P - динамическая эквивалентная нагрузка, Н;

р - степенной показатель, р=3.

Динамическую эквивалентную нагрузка Р, Н, вычисляют по формуле

(81)

где F_r^/ и F_a^/ - соответственно радиальная и осевая нагрузки на подшипники V - коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки, V=1 (внутреннее кольцо);

К_Б - динамический коэффициент, Kб = 1 [5];

К_Т - температурный коэффициент,Kт = 1 [5].

Параметр е [5] равен:

(82)

Осевые составляющие от действия радиальных нагрузок S, Н, вычисляют по формуле

(83)

Так как и [5]

осевая нагрузка для подшипника 1:

(84)

для подшипника 2

(85)

Все дальнейшие расчеты ведем для наиболее нагруженного подшипника 2 (опора В).

Находим коэффициенты X и Y.

Отношение

(86).

Значит [5] выбираем значения X и Y

(87)

Расчетная долговечность выбранного подшипника

Lh > Lтр, подшипник №46205 подходит.



5. Выбор шпонок

Диаметр ведомого вала равен: .

Расчет шпонки на смятие _см, МПа, вычисляют по формуле

(88)

где Т - передающий шпонкой крутящий момент, Нм;

d - диаметр вала, мм;

lp - рабочая длина шпонки, мм:

где b₁ - ширина ступицы колеса, принимаем стандартную ;

[у]см - допускаемое напряжение смятия, принимаемое при стальной

ступице 100-120МПа, при чугунной ступице 50-60МПа;

h - высота шпонки , h=8 мм;

t₁ - глубина паза вала, t₁=5 мм.

Шпонка ГОСТ 23360 - 78.

Шпонка выдерживает смятие.



6. Выбор муфты

Крутящий момент Т_р, Нм, вычисляют по формуле

(89)

где Т - номинальный крутящий момент вала, на котором установлена

муфта, Нм;

[Т] - допускаемый крутящий момент, Нм;

К_р - коэффициент учитывающий условия эксплуатации, Кр = 1,5…2 принимаю К_р =2 стр.9 [6].

Муфта: « Муфта упругая втулочно-пальцевая 125-28-1.1 ГОСТ 21424-93 [7] обозначение D = 120; d = 28; Т = 36,21Нм; L = 125мм; l = 60мм

Муфта выдерживает кручение.



7. Смазка деталей и узлов привода

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют так называемую картерную систему смазывания. В корпус редуктора, заливают масло так, чтобы венцы зубчатых колес были в него погружены. При вращении колес масло разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть. Внутри корпуса образуется смесь частиц масла и воздуха, которой покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазывания применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от конкретного напряжения и окружной скорости колес.

Объем масла необходимого для смазывания редуктора равен 1 литр. Рабочую жидкость принимаем индустриальное масло марки И-70А.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте мы рассчитывали основные параметры редуктора и на его основание выбрали следующее стандартные детали: подшипник качения марки №46205, муфту типа« Муфта упругая втулочно-пальцевая 125-28-1.1 ГОСТ 21424-93, шпонку ГОСТ 23360 - 78.

Подобрали материал для зубчатых колес и вала и провели проверочные расчеты на их пригодность использования при данных нагрузках. А также выбрали смазку для редуктора. Мы получили навыки пользования справочной литературой и ГОСТами, правильно выбирать необходимые стандартные изделия.



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Кашников П.Д. Кинематический расчет привода. - Омск.: СибАДИ. 2010. - 24 с.

2. Никитин В.Н. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. - Омск.: СибАДИ. 2004. - 28 с.

3. Никитин В.Н. Расчет цепных передач. - Омск.: СибАДИ. 1981. - 32 с.

4. Никитин В.Н. Расчет валов на прочность и жесткость. - Омск.: СибАДИ. 2012. - 40 с.

5. Никитин В.Н. Выбор подшипников качения. - Омск.: СибАДИ. 1984. - 24 с.

6. Никитин В.Н. Курсовой проект по деталям машин. - Омск.: СибАДИ. 2007. - 36 с.

7. Решетов Д.Н. Детали машин. Атлас конструкций - М.: Высшая школа. 2009. - 367 с.

Размещено на Allbest.ru