Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Кинематическая схема данного привода состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора.

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.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Двухступенчатый цилиндрический соосный редуктор применяется в приводах общего назначения и предназначен для изменения крутящего момента и частоты вращения различных машин и механизмов. Конструкция допускает продолжительный режим работы редуктора. Вращение валов предусмотрено в любую сторону.



1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Р4=2,0 кВт

1.1 Определяем общий КПД привода

(1.1)

где - общий КПД электродвигателя,

- КПД ременной передачи,

- КПД редуктора.

-потери на трение в одной паре подшипников качения.

КПД принимаем из таблици

1.2 Выбор электродвигателя

Определяем требуемую мощность электродвигателя

(1.2)

где - требуемая мощность двигателя,

- мощность привода на выходе.

Выбор электродвигателя по мощности и частоте вращения.

Определяем мощность стандартного двигателя необходимого для данного привода. По (2, с.390) подбираем необходимую мощность, т.е. стандартный двигатель для нашего случая.

Подсчитаем перегрузку двигателя при Р=2,3 кВт. Перегрузка двигателя может быть не более 10 .

Мощность двигателя 2,2 кВт нам подходит.

Подбираем оптимальную частоту вращения электродвигателя.

(1.3)

(1.4)

где - передаточное число ременной передачи,

передаточное число первой ступени редуктора,

передаточное число второй ступени редуктора.

- общее передаточное число,

(1.5)

(1.6)

где - частота вращения двигателя,

- частота вращения на выходе.

По ГОСТ 19523 - 81 подбираем асинхронный двигатель серии 4А80В2У3.

потери на скорость.

Определяем номинальную, т.е. действительную частоту вращения электродвигателя:

(1.7)

действительная частота вращения элетродвигателя.

1.3 Определяем передаточное число передачи

Общее передаточное привода:

U=

Окончательно принимаем передаточное число ременной передачи

(1.8)

По ГОСТу назначаем 4,0.



1.4 Определяем частоту вращения по валам

(1.9)

где n₁, n₂, n₃, n₄ - частоты вращения на соответствующих валах.

1.5 Определяем угловые скорости по валам

(1.10)

где ,,, - угловая скорость вращения на соответствующих валах.

1.6 Определяем крутящие моменты на валах

(1.11)

где Т₀, Т₁, Т₂, Т₃ - крутящие моменты на соответствующих валах.

1.7 Таблица параметров валов редуктора

Таблица 1.1.

№ вала	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость, с-1	Моменты Вращения Т, Н•м
1	2871	300	7,67
2	1435	150	14,6
3	359	37,5	55,9
4	89,8	9,38	213



2. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

2.1 Выбираем материалы для колеса и шестерни

Для шестерни выбираем сталь 45ХН, термическая обработка - объёмная закалка до твёрдости HRC 50; для колеса та же сталь 40ХН, термообработка - объёмная HRC 45 закалка . [2, с.323].

2.2 Находим контактные напряжения

(2.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов [2, с.33].

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для данного материала:

(2.2)

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора, когда число циклов нагружения больше базового, ; коэффициент безопасности при объёмной закалке .

для шестерни

для колеса

расчетное допускаемое контактное напряжение:



(2.3)

2.3 Тихоходный вал

Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колёс относительно опор при повышенной твёрдости зубьев примем (2, табл.31)

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем

0 (2.4)

Межосевое расстояние из контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

(2.5)

где для косозубых колёс

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 .

Нормальный модуль зацепления:

(2.6)

Принимаем по ГОСТ 9563-60* [1, с.36].

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни и колеса

(2.7)

принимаем тогда

Уточняем угол наклона зубьев:

(2.8)

, .

Диаметры делительные шестерни и колеса

Проверка: .

Диаметры вершин зубьев.

Ширина колеса и шестерни.

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру.



Окружная скорость колес и степень точности передачи.

При такой скорости для прямозубых колес следует назначить 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81, при этом .

Значение при и повышенной твердости и несимметричном расположении колес относительно опор [2, с.39].

При и 8-й степени точности [2, с.39].

Для косозубых колес при имеем [2, с.40].

Таким образом,

Проверим контактные напряжения.

(2.9)

= 695 МПа <

Окружная: ;

Радиальная:

Осевая:

2.4 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба [2, с.41]

(2.10)

Определяем коэффициент нагрузки.

При , несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор и повышенной твёрдости [2, с.43].

Для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости до 0,84 коэффициент .

Таким образом,

Определяем коэффициент, учитывающий форму зуба.

Для шестерни ();

Для колеса () [2, с.42].

Найдем допускаемое напряжение при проверке на изгиб.

Для стали 40ХН при объёмной закалке предел выносливости при отнулевом цикле изгиба .

Коэффициент безопасности [2, с.43]:

[2, с.44], ; для поковок и штамповок

Допускаемые напряжения:

Находим отношения:



;

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. для неё найденное отношение меньше.

Коэффициент учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

.

Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведённой в ГОСТ 21354-75:

=0,917,

где - коэффициент торцового перекрытия,

n - степень точности зубчатых колёс(выше была принята 8-я степень точности).

Проверяем зуб шестерни по формуле (2.10):

условие прочности выполнено.

2.5 Быстроходный вал

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем

Межосевое расстояние:

Нормальный модуль зацепления:



Принимаем по ГОСТ 9563-60* [1, с.36].

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни (по формуле 2.7) и колеса:

принимаем тогда .

Уточняем угол наклона зубьев (по формуле 2.8):

, .

Диаметры делительные шестерни и колеса.

Проверка: .

Диаметры вершин зубьев.

Ширина колеса и шестерни.

( примем 10 мм)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру.

Окружная скорость колес и степень точности передачи.

Значение при и повышенной твердости и несимметричном расположении колес относительно опор [2, с.39].

При и 8-й степени точности [2, с.39].

Для косозубых колес при имеем [2, с.40].

Таким образом, .

Проверим контактные напряжения (по формуле 2.9).

= 537 МПа <

Окружная: ;

Радиальная:

Осевая:

2.6 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба [2, с.41]

Определяем коэффициент нагрузки.

При , несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор и повышенной твёрдости [1, с.43].

Для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости до 5 коэффициент .

Таким образом,

Определяем коэффициент, учитывающий форму зуба.

Для шестерни ();

Для колеса ( [2, с.42].

Найдем допускаемое напряжение при проверке на изгиб.

Для стали 40ХН при объёмной закалке предел выносливости при отнулевом цикле изгиба .

Коэффициент безопасности [2, с.43]:

[2, с.44], ; для поковок и

штамповок

Допускаемые напряжения:

Находим отношения:

;

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. для неё найденное отношение меньше.

Коэффициент учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

.

Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями.

По формуле, приведённой в ГОСТ 21354-75:

=0,917,

где - коэффициент торцового перекрытия,

n - степень точности зубчатых колёс(выше была принята 8-я степень точности).

Проверяем зуб шестерни по формуле (2.10):

условие прочности выполнено.

2.7 Таблицы параметров зубчатых колес

Параметры зубчатых колес быстроходной передачи

Таблица 2.1.

Наименование	Обозначение	Величина
Модуль		1 мм
Межосевое расстояние		112 мм
Ширина венцов		10 мм
		15 мм
Число зубьев		44
		176
Делительный диаметр		44,8 мм
		179 мм
Диаметры вершин зубцов		46,8 мм
		181 мм

Параметры зубчатых колес тихоходной передачи

Таблица 2.2.

Наименование	Обозначение	Величина
Модуль		2 мм
Межосевое расстояние		112 мм
Ширина венцов		28 мм
		33 мм
Число зубьев		22
		88
Делительный диаметр		44,8 мм
		179 мм
Диаметры вершин зубцов		48,8 мм
		183 мм



3. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Начальные параметры

электродвигатель мощность привод передача

= 2,2 кВт;

= 300 ;

= 7,67 Нм;

= 2871 об/мин;

= 2.

Ссылаясь на (1,с.374), выполняем следующие расчеты.

3.2 Тип ремня

Принимает тип ремня О (1, с. 374).

3.3 Диаметр малого шкива

3.4 Диаметр большого шкива

=2110= 220

Принимаем D₂ = 224 мм (1, табл.11.13) ГОСТ 1284 - 68.

3.5 Передаточное отношение (уточненное)

Принимаем

где относительное скольжение ремня.

(3.1)

3.6 Скорость ремня

(3.2)

Принимаем предварительное межосевое расстояние А=D2=224 мм

3.7 Расчетная длина ремня

(3.3)

Принимаем (1, табл. 11.11) ГОСТ 1284-68

3.8 Уточняем межосевое расстояние

(3.4)

где А- межосевое расстояние,

расчетная длина ремня,



3.9 Угол обхвата

(3.5)

3.10 Окружное усилие

P=

3.11 Число ремней

(3.6)

где число ремней.

Принимаем число ремней z = 2.

3.12 Определяем напряжение в опасном сечении ремня

(3.7)



3.13 Число пробегов

(3.8)

3.14 Расчетная долговечность при значениях

(3.9)

3.15 Сила давления на валы

(3.10.)



4. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

4.1 Ориентировочный расчет валов

Ведущий вал (быстроходный).

(4.1)

где диаметр быстроходного вала,

допускаемое напряжение на кручение валов.

Принимаем =16мм.

Диаметр подшипников =20 мм.

Диаметр шестерни =22 мм

Промежуточный вал.

(4.2)

Принимаем d, =20 мм, =22 мм, 22 мм.

где диаметр колеса,

Выходной вал (тихоходный).

(4.3)

Принимаем =30мм; =35мм; =38мм.



5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА

Основные расчеты корпуса редуктора выполняем по [2.с.241-242]

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки

Для корпуса: (5.1)

Принимаем =8 мм.

Для крышки: (5.2)

Принимаем =8 мм.

5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

Верхние пояса корпуса и крышки.

Для корпуса: (5.3)

Для крышки: (5.4)

Толщина нижнего пояса корпуса.

Без бобышки.

(5.5)

При наличии бобышки.

(5.6)

(5.7)

5.3 Толщина ребер основания корпуса

(5.8)

Принимаем m = 8 мм.

5.4 Толщина ребер крышки

(5.9)

Принимаем m₁ = 8 мм.

5.5 Диаметр фундаментных болтов

(5.10)

Принимаем М16.

5.6 Диаметр болтов

У подшипников:

(5.11)

Принимаем М10

Соединяющих основание корпуса с крышкой

(5.12)

Принимаем М8.

5.7 Размеры, определяющие положение болтов d₂

(5.13)

6. РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА

6.1 Входной вал

мм (6.1)

Находим реакции опор в вертикальной плоскости.

Проверка:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости.

Проверка:

Суммарные реакции связей.

Рассчитаем долговечность в миллионах оборотов [1, с.211]

(6.2)

Определяем эквивалентные динамические нагрузки

e=068

(6.3)

Для 1 опоры:

Х=0,41 У=0,87 V=1

Для 2 опоры:

X=1 Y=0,92 V=1

Требуемая динамическая грузоподъемность С (6.4)

Ставим роликоподшипники конические однорядные 7304( по ГОСТ 333-79)

6.2 Выходной вал

мм

Находим реакции опор в вертикальной плоскости.

Проверка:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости.

Проверка:

Суммарные реакции связей.

Рассчитаем долговечность в миллионах оборотов [1, с.211]

Определяем эквивалентные динамические нагрузки.

e=068

Для 1 опоры:

Х=0,41 У=0,87 V=1

Для 2 опоры:

X=1 Y=0,92 V=1



Требуемая динамическая грузоподъемность

С

Ставим шарикоподшипники радиально-упорные однорядные 46307( по ГОСТ 831-75)

6.3 Промежуточный вал

мм

Находим реакции опор в вертикальной плоскости.

Проверка:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости.

Проверка:

Суммарные реакции связей.

Рассчитаем долговечность в миллионах оборотов [1, с.211]

Определяем эквивалентные динамические нагрузки.



e=068

Для 1 опоры:

Х=1 У=0,66 V=1

Для 2 опоры:

X=0,41 Y=0,87 V=1

Требуемая динамическая грузоподъемность

С

Ставим роликоподшипники конические однорядные 7304( по ГОСТ 333-79)



7. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - ГОСТ 23360-78 [2, табл. 8.9]. материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

7.1 Входной вал

Проверяем шпонку под шкивом.

, , ,

(7.1)

где напряжение смятия,

крутящий момент на валу,

диаметр вала,

высота шпонки,

глубина паза вала,

длина шпонки,

ширина шпонки,

допускаемое напряжение смятия.

Проверяем шпонку под шестерней.

, , ,



7.2 Промежуточный вал

Проверяем шпонку под колесом.

, , ,

Проверяем шпонку под шестерней.

, , ,

7.3 Выходной вал

Проверяем шпонку под колесом.

, ,,

Проверяем шпонку на выходном конце вала.

, ,,

Для всех шпоночных соединений условие выполняется.



8. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Валы работают при переменных напряжениях, поэтому уточненный расчет заключается в проверке коэффициента запаса прочности при циклических напряжениях в опасных сечениях.

8.1 Выходной вал. [2, c.311]

8.2 Определим пределы выносливости

При симметричном цикле изгиба [2, с.162]: (8.1)

При симметричном цикле кручения [1, с.164]: (8.2)

8.3 Рассчитаем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(8.3)

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Так как для посадки зубчатого колеса используется шпонка, то концентратором напряжений будет шпоночная канавка. .

- масштабный фактор для нормальных напряжений, при диаметре вала из углеродистой стали .

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности: при , принимаем .

- амплитуда цикла нормальных напряжений.



(8.4)

в опасном сечении (месте крепления зубчатого колеса) изгибающий момент определяется:

(8.5)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, так как осевая нагрузка на вал отсутствует, то .

8.4 Рассчитаем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(8.6)

где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений. Так как для посадки колеса используется шпонка, то концентратором напряжений будет шпоночная канавка. .

- масштабный фактор для касательных напряжений, при диаметре вала из углеродистой стали .

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности: при , принимаем .

- амплитуда цикла касательных напряжений.

- среднее напряжение цикла касательных напряжений

(8.7)

8.5 Определим коэффициент запаса прочности

(8.8)



9. ПОСАДКИ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА, ШЕСТЕРНИ подшипников

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13 [2, с.263].



10. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности:

(10.1)

По таблице 10.8[2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости 3,36 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По таблице 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.



11. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку редуктора производят, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ⁰С.

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.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрывая поверхности 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 на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию.



СПИСОК ИСПОЛЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие по курсовомц проектированию механических передач/ С.А. Чернавский,Г.М. Ицкович и др.-4-е изд., переработанное-М.: Машиностроение, 1976.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А.Чернавский, К.Н.Бобков, И.М.Чернин и др.-3-е изд., стереотипное - М.:Машиностроение, 2005.

3. Детали машин и основы конструирования/Под ред. М.Н.Ерохина. - М.: КолосС, 2005.

Размещено на Allbest.ru

...