Расчёт основных характеристик редуктора общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Требуемая мощность электродвигателя:

=

где - общий КПД редуктора

=***

= 0,97*0,99²*0,92*0,98 = 0,86

Здесь: =0,97 - К.П.Д цилиндрической передачи,

=0,99 - К.П.Д пары подшипников,

=0,92 - К.П.Д ременной передачи,

=0,98 - к.п.д. муфты

Р_тр== 5,8 кВт

Из табл. выбираю электродвигатель (по требуемой мощности)типа АИР132 М6, имеющий мощность = 7,5 кВт при частоте вращения =960 об/мин.

Число оборотов барабана конвейера:

===90

Общее передаточное число редуктора:

=

= = 10,67

В соответствии с ГОСТ 2185-86, Передаточное число цилиндрической передачи =4 цепной передачи U2=2.67

Частота вращения ведомого вала:

n2 =

n2= = 240

Угловая скорость каждого из валов:

=

Ведущего:

= = = 100,48

Ведомого:

= = = 25,12

Вращающие моменты

Быстроходный вал:

= = = 57723 H*мм

Тихоходный вал:

= * ** = 57723*4*0,97* = =219508 Н*мм

2. Расчёт зубчатой передачи редуктора

Выбор материалов зубчатых колёс и термической обработки.

Так как мощность привода небольшая в качестве материалов шестерён и колёс целесообразно назначить материалы с твёрдостью НВ < 350 . (269-302). При этом каждая зубчатая передача будет хорошо прирабатываться, а стоимость редуктора будет невысокой.

Шестерни: Сталь 45; термообработка - улучшение; твёрдость 290 НВ; временноесопротивление = 780 МПа; предел текучести = 650 МПа.Для лучшей приработки зубьев рекомендуется назначать для материала колёс твёрдость на (30 ...50)НВ ниже, чем для шестерён.

Колёса: Сталь45; нормализация260НВ; = 610 МПа; =540 МПа.

Допускаемые напряжения

Для расчёта на контактную прочность, Мпа

= ()*

Где:-предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;

-коэффициент безопасности;

-коэффициент долговечности в расчёте на контактную прочность.

Для нормализованных и улучшенных материалов

= 2НВ+70 Мпа

= 2*260+70 = 590 МПа.

= 1.1

Число циклов нагрузки зубьев шестерни в течение срока службы

= 60**

= 16 ч/сут*300 дней в году*5 лет = 19200 ч срок службы

= 60*960 об/мин *19200 ч = 1.1*

= 60*240 об/мин*19200ч = 2.76*

Врасчёте на контактную прочность при НВ < 350 и >, назначаю = 1.0 .

[]определяю по материалу колёс, как менее прочному

[]=()*1.0 = 536,4 Мпа

Назначаю[]= 536 Мпа

Для расчёта на изгиб, Мпа

[]= ()**

Где:-предел выносливости материала при нулевом цикле напряжений при изгибе;-коэффициент безопасности;-коэффициеит, учитывающий характер изменения напряжений, считая передачи реверсивными (симметричный цикл напряжений), получаю = 0.75;

-коэффициент долговечности;

При НВ < 350 и >, принимаю =1.0.

Для нормализованных и улучшенных материалов

=1 .75;

=1.8HB, МПа.

Для шестерни, Мпа

=1.8*290 = 520 Мпа

[]=()*0.75*1.0= 223,7 МПа.

Назначаю []=223 МПа.

Для колёса, Мпа

= 1.8*260 = 468 МПа;

[] = ()*0.75*1.0 = 200,6 МПа.

Назначаю []= 200 МПа.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности

=49.5*(3.55+1)* = 127,6

Назначаю = 140 мм

Модуль зацепления, мм

максимальный,

m = (0.1…0.2)*

m = (0.1…0.2)*140 = 1.4…2.8

Назначаю по ГОСТ 2185-86 m = 2.0

Число зубьев

= = = 28

= *= 28*4 = 112

Геометрические размеры зацепления ,мм

Диаметры делительных (начальных) окружностей

=m*

=2*28=56

=2*112=224

Диаметры окружностей выступов

= + 2*m

56 + 2*2 = 60 мм

224 + 2*2 = 228 мм

Диаметры окружностей впадин

= - 2.5*m

= 56 - 2.5*2 = 51 мм

= 224 - 2.5*2 = 219 мм

Ширина колеса

= *

= 0.4*140 = 56 мм

Ширина шестерни

= + 5

= 56 +5 = 61 мм

Уточненный коэффициент расчетной нагрузки

=

Где:- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающихся (НВ<350)прямозубых симметрично расположенных колёс при постоянной нагрузке = 1.11

Коэффициент динамической нагрузки определяется по степени точности и окружной скорости передачи.

Окружная скорость, м/с

=

= = 2.8 м/c

По этой величине при твердости НВ<350, назначаю девятую степень точности и = 1.05

= = 1.11 * 1.05 = 1.17

Проверка контактных напряжений

= *

= = 365 Мпа< []

Силы действующие в зацеплении

Окружная =

= 2*=2062 H

Радиальная

=2062*tan20 = 750 H

Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

=112 =3.86

>

57.8 > 55.6

Проверку проводим по зубьям колеса как по менее прочному

= = 77.5 Мпа

77.5 200

Прочность зубьев колеса по напряжениям обеспечена.

3. Проектный расчёт валов на прочность

В редукторах общего назначения обычно применяют валы из сероуглеродистой стали 45, улучшение, с твёрдостью 200 НВ.

Диаметр выходного конца вала (под муфту) определяют из расчёта только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях

= 7…8*

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учётом удобства посадки на вал шестерён зубчатых колёс, подшипников и т.д.

Все диаметры назначают в соответствии с ГОСТ 6636-89

Диаметры под подшипники остальные d определяют по конструктивным соображениям.

= 7…8* = 27…30.9

Т.к. вала электродвигателя = 38мм, то - = (0.8…1.2)* = =(0.8…1.2)*38 = 32,4…37,1 мм., по ГОСТ 6636-89 назначаю = 36 мм

Диаметр под уплотнение = + 4 = 36 + 4 = 40 мм

Диаметр под подшипники = + 5 = 40 + 5 = 45 мм

Ведомый вал

= 6…7*

= 6…7* = 36,2…42,2 мм

По ГОСТ 6636-89 назначаю = 40 мм

Диаметр под уплотнение =d2+2=40+2=42 мм

Диаметр под подшипники = + 3 = 42 + 3 = 45 мм

Диаметр под колесо = + 5 = 45 + 5 = 50 мм

Диаметр буртика = + 5 = 50 + 5 = 55 мм

Ширина буртика = 8 мм

Конструктивные размеры зубчатых колёс

При <500 мм целесообразно заготовки колёс изготовлять методом горячей штамповки.

Диаметр ступицы = 1.6* = 1.6*50 = 80 мм

Длина ступицы = (1.0…1.2)* = 1.2*50 = 60 мм

Толщина диска с = (0.2…0.3)* = 0.25*56 = 14 мм

Толщина обода = (2.5…4.0)*m = 3.25*2 = 6.5 7

Диаметр по осям отверстий в диске, а также количество и диаметр этих отверстий назначаю по конструктивным соображениям.

4. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Эскизная компоновка

Корпус и крышку обычно изготовляют из серого чугуна марки не выше СЧ15.

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

+1

?=0,25*140+1 = 4,5 мм

> 8

Назначаю = 8 мм

Толщина верхнего фланца корпуса В и нижнего фланца крышки

В = 1.5 ;B = 1.5*8 = 12 мм

В = = 12 мм

Толщина нижнего фланца корпуса

Р = 2.358 = 2,35 * 8 = 18,8 мм

Толщина рёбер жёсткости

m=(0.85-1.00)* = 0,9 * 8 = 7,2 мм

Диаметр фундаментных болтов

+12

=0,03*140+12 = 15,3 мм

Назначаю 4 болта М 16

Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу

= 11.2 мм

Назначаю болты Ml2

Диаметр болтов крепящих смотровую крышку

= 4.8 мм

Назначаю болты М6

Ширина нижнего фланца корпуса = 36 мм

Ширина верхнего фланца корпуса и нижнего фланца крышки К2= 36 мм

Расстояние от наружной поверхности корпуса до оси болтов:: = 18 мм и оси болтов d2:=15 мм

Диаметр штифтов

= 0.5*

= 0.5*16 = 8 мм

Длина штифтов

= B++5

= 30 мм

Назначаю= 30 мм по ГОСТ3129-70.

По размерам, полученным в данном разделе, в масштабе (предпочтительно М 1:1) выполняю эскизную компоновку, редуктора (вид сверху со снятой крышкой). При этом обеспечиваю зазор между вращающимися деталями и стенками корпуса в пределах Х=(5-7) мм.

5. Подбор и проверка прочности шпонки

Размеры поперечного сечения шпонки b*hмм выбираю из табл. ГОСТ 23360-78 по диаметру вала в месте установки шпонки. Также нахожу глубину паза (вал). Длину шпонки определяю по тому же стандарту.

Выбранные размеры проверяю на прочность по смятию.

=

Здесь b И h -- сечение шпонки, - глубина паза вала, -рабочая длина шпонки.

Допускаемые размеры принимаю по рекомендациям = 150 МПа;

Ведущий вал

Шпонка на выходном конце

По = 36 мм ,назначаю b = 10 мм ; h = 8 мм; = 5

Ориентируясь на длину выходного конца L= 54 мм из табл. назначаю 1= 40 мм

= = 35.6 МПа

Шпонка на выходном конце

По = 40 мм, назначаю b = 12 мм, h = 8 мм, = 5 мм

Ориентируясь на длину выходного конца L= 60 мм, из табл. назначаю = 48 мм

= = 101,6 Мпа

Шпонка под колесом

По == 50 мм, назначаю b = 14 мм; h= 9 мм; = 5.5мм

По длине ступицы = 60 мм, назначаю = 48 мм.

== 73.8 Мпа

Подбор и проверка подшипников

Предварительно намечаем радиально-неупорные шарикоподшипники легкой и средней серии.

Обозначение	d	D	В	C	Со
309	45	100	25	52,7	18
309	45	100	25	52,7	30

6. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведомом валу Н мм

Передаточное число

Число зубьев:

Ведущей звездочки

Ведомой звездочки

Принимаем

Фактическое передаточное отношение

==2,65

Отклонение:

2,67-*100%=0,8%,

Расчетный коэффициент нагрузки

- динамический коэффициент при спокойной нагрузки

- учитывает влияние межосевого расстояния

1- учитывает влияние угла наклона линии центров

- при двухсменной работе

=1- при непрерывной смазке

Для определения шага цепи необходимо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. Среднее значение допускаемого давления при об\мин - [р]=22 МПа .

t = 2,8= 2,8=22,6

Подбираем цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=25,4мм, разрушающую нагрузку Q=60,0kH, массу g=2,6 кг\м, АОП=179,7

Скорость цепи

V== =2,64

Окружная сила

= == 2089

Определяем число звеньев

2*\=2*50+0,5(25+69)+(69-26)\2*3.14\50=152,6=152

Определяем межосевое расстояние

=0,25t[]= 0,25*25,4[152-0,5(69+26)+=1316mm

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

Ведущей:

= 25,4\sin180\26=234 mm

Ведомой

= t\sin180\= 25,4\sin180\69= 611 mm

Силы, действующие на цепь:

Окружная

= 2089Н

От центробежных сил

= g*= 2,6*= 18,1H

От провисания

= 9,81**g*= 9.81*1.5*2.6*1.316= 50.3 Н

Расчетная нагрузка на валы

= = 2089+2*50,3=2190

7. Проверка подшипников на долговечность

Определение реакций в подшипниках

Дано: = 2062 H; = 750 H L= 100 мм; L1 = 50 мм;= 56 мм

= 125* = 125* = 950 H

Вертикальная плоскость

= 0; = = = - 148 H

= 0; =-1098 H

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

= 0 ; = * = -148 *50 = -7.4 H*м; = 0 ; = - * = -950*55 = -52.3 H*м

= - + * = -950*(50+55)+(-1098)*50 = -154,7 H*м

Горизонтальная плоскость

= = = = 1031 H

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У

= 0;

= - *= -1031*50 = -51,6 H*м ;

= 0;

Строим эпюру крутящих моментов

= = = 57,7 H*м

Определяем суммарные реакции

= = = 1042 H*м

= = = 1506 H*м

Эквивалентная нагрузка

= *1.5 = 1042*1.3 = 1354,6H (левый п\ш)

Расчетная долговечность

= = * = 102206 ч.,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. (10000)

=(

Определение реакций в подшипниках

Дано: =2062 H, =750 H, L=96 мм, =48 мм,

= 2190 H

Вертикальная плоскость

=0; == =3184 H

=0; == =1744 H

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

=0;

== 2790*60=134,4 H*м;

== 2190*(60+48)-3184*48= 83,7 H*м

=0; ==1744*48= 83,7 H*м

Горизонтальная плоскость

=0; == =4590 H

=0; == =2400 H

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У

=0;

=-=-2190*60=-131,4 H*м;

=-= -2190*(60+48)+4590*48= -16,2 H*м

=0

Строим эпюру крутящих моментов

== = 231 H*м

Определяем суммарные реакции

== = 5586 H

== = 2967 H

Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии

Эквивалентная нагрузка

=1.3=1.3*5586= 7262 H

= 2967 * 1,3 = 3857 Н

Расчетная долговечность

L== = 164.8 млн. об.

Расчетная долговечность

= = * = 26526 ч.

*= 177052 ч

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Уточнённый расчёт ведущего вала на выносливость

В этом расчёте для опасных сечений вала вычисляю общий коэффициент запаса выносливости

n= [n]

где: [n]=1.5-5-рекомендуемая величина коэффициента выносливости;

-коэффициент запаса выносливости с учётом только нормальных напряжений (изгиб)

-коэффициент запаса выносливости с учётом только касательных напряжений (кручение)

=

=

В этих формулах и предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжений изгиба и кручения соответственно

=0.43

=(0.5-0.58)*

и -амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений;

;-эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба и кручения в опасном сечении;

; -масштабный коэффициент;

-коэффициент асимметрии цикла

Можно считать, что нормальные напряжения в поперечных сечениях вала изменяются по симметричному циклу.

Тогда

=0; =

W=

Напряжения кручения изменяются по пульсирующему (отнулевому) циклу, поэтому

= = ,

=

Суммарный

M == = 51814 H*мм

Крутящий момент

= 57723 H*мм

Изгиб:

=0.43

=0.43*570= 245 Мпа

= 1,68 = 0,81

W= р*\32 = = 6718

= = 7,7 Мпа

= 0

=

=

= = 18,6

Кручение:

=(0.5-0.58)* ;

=0.5*297= 148.5= 149 МПа

=

W= = = 13436

== 2,1 Мпа

=

= = 31,6

n= = 18,3 [n]

8. Выбор муфты и проверка её деталей на прочность

В качестве моторной муфты обычно применяют муфту упругую втулочно-пальцевую типа МУВП ГОСТ 21424-93

Муфту подбираю по расчётному крутящему моменту

где -коэффициент режима работы ;= 1.25-1.5;

= 1,375*57723 = 79369 H * mm

По величине = 79369 Н*мм из табл. подбираю муфту, способную передавать =125Н*м.

Определяю размеры рабочих элементов:

= 140 мм; = 14 мм; = 40 мм; Z= 6; = 18 мм

Пальцы проверяю на прочность по напряжениям изгиба

=

= (80:90) Мпа

= = 13,8 Мпа

Втулки проверяю на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцем

= =

=(1.8:2.0) МПа

= = 0.75 Мпа

Выбранная муфта работоспособна.

Посадки зубчатых колёс и подшипников

Для соединения валов с деталями, передающими крутящие моменты (колёсами, муфтами)применению посадки с натягом .

Рекомендуются посадки:

-для цилиндрических прямозубых передач Н7/р6 или Н7/r6;

-для цилиндрических косозубых и червячных колёс Н7/г6 или H6/s6.

Посадки с большим натягом - для колёс реверсивных передач.Для муфт применяют посадки H7/k6, Н7/m6 или Н7/n6.Внутренние кольца подшипников на валы сажают по H7/j6 или Н7/к6.Наружние кольца подшипников в корпус для обеспечения равномерного износа сажают по Н7/h6 или H7/h7.

Система смазки редуктора

В редукторах общего назначения применяют картерную систему смазки (окунанием). Этот способ применим для передач при окружных скоростях от 0.3 м/с до 12.5 м/с и червячных передач до 10 м/с. Сорт масла и его кинематическая вязкость зависят от величины расчётных контактных напряжений в зацеплений и окружной скорости. Эти характеристики можно определит по рекомендациям.

Объём масла для редукторов

расчёт редуктор электродвигатель

V= (0.4-0.8)*

V= 0.4*7,5 = 3 л.

По =2,8м/с кинематическая вязкость = 28

Этой вязкости соответствует масло: И-30 А по ГОСТ 20799-75

Библиографический список

1. Дунаев П.Ф. и Леликов О.П. «Детали машин» 2007 г.

2. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач. - М.

3. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для машиностр. спец. вузов. - М.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для техникумов. - М.

5. Бейзельман Р.Д. и др. Подшипники качения: Справочник. - М.

Размещено на Allbest.ru

...