Редуктор шевронный

Размещено на http://www.allbest.ru//

Схема привода

Кинематические расчеты

Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Мощность на рабочей машине определяем по формуле:

Общий КПД привода

Тогда требуемую мощность электродвигателя

По табл. 24. 9 выбираем электродвигатель ближайший к большему чем

Вычислим значение угловой скорости электродвигателя

Находим общее передаточное число привода



Передаточное число ременной передачи определяем по соотношению:

Рассчитаем мощность на валах привода

Определяем угловые скорости валов

Переведём угловые скорости в частоты вращения валов

Вычисляем значения вращающих моментов на валах привода



Исходные данные таблицей.

Передача	Параметр	Вал	Перед. отнош.	К. П. Д.
		входной	выходной
Эл. Двиг.	Расчетная мощность, кВт
	Угловая скорость, с-1
	Частота вращения, об/мин
	Вращающий момент, Нм
Ременная	Расчетная мощность, кВт
	Угловая скорость, с-1
	Частота вращения, об/мин
	Вращающий момент, Нм
Редуктор	Расчетная мощность, кВт
	Угловая скорость, с-1
	Частота вращения, об/мин
	Вращающий момент, Нм
Рабочая машина	Расчетная мощность, кВт
	Угловая скорость, с-1
	Частота вращения, об/мин
	Вращающий момент, Нм

Циклограмма нагружения

РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираем материал зубчатых колес сталь 40Х.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначим больше твердости колеса.

Шестерня - термообработка улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности - 42.. .48 HRC.

Колесо - термообработка улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности 38...42HRC.

Допускаемые контактные напряжения Для шестерни и для колеса определим по общей зависимости

Предел контактной выносливости вычисляется по эмпирическим формулам [1, табл. 2. 2].

Коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса:

Число определяется по средней твердости поверхности зубьев:

При заданном режиме нагружения циклограммой моментов коэффициент эквивалентности числа циклов вычислим по формуле:

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения

Коэффициент долговечности

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Принимаем .

Коэффициент , учитывающий влияние окружной скорости. Принимаем (для малых окружных скоростей).

Минимальное значение коэффициента запаса прочности .

Допускаемые контактные напряжения

Принимаем допускаемое напряжение

= 810 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и для колеса определяем по общей зависимости:

Предел выносливости , вычислим по формулам [1, табл. 2. 3].

Коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса:

где - число циклов, соответствующее перегибу кривой усталости; q = 6.

Так как

Так как

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями. Принимаем .

Коэффициент учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки .

Минимальное значение коэффициента запаса прочности

Допускаемые напряжения изгиба

Проектный расчёт передач

Предварительное значение межосевого расстояния

где
	- коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса.

Окружную скорость, вычисляем по формуле:

По найденному значению окружной скорости назначаем 9-ю степень точности передачи [1, табл. 2.5].

Значение коэффициента принимают в зависимости от коэффициента [1, т. 2. 7]. Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициентов вычисляем ориентировочно:

Принимаем

Коэффициент - учитывающий распределение нагрузки между парами зубьев.

предварительный коэффициент нагрузки

Уточняем предварительное найденное значение межосевого расстояния

где

Принимаю из стандартного ряда к ближнему значению

Ширина зуба колеса

Принимаю м.

Коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность

где	= 1,03 [1,т. 2.6] - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
	Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
	Коэффициент распределения нагрузки между зубьями
	= 0,5 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев [1, т. 2.8];

Определяем модуль передачи

Максимально допустимый модуль

Минимально допустимый модуль

где

Принимаю модуль m=2,5 мм.

Коэффициент нагрузки при расчёте на напряжение изгиба

редуктор шевронный подшипник

где	= 1,01 [1,т. 2.9] - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
	Коэффициент неравномерности распределения напряжений по ширине зубчатого венца
	Коэффициент влияния погрешностей при изготовлении шестерни и колеса, на распределение нагрузки между зубьями.

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни и колеса



Фактическое передаточное число

Отклонение от ранее принятого значения

Для шевронного редуктора, необходимо посчитать реальный угол наклона зубьев

Делительные диаметры

Проверочные расчёты

Линейная скорость в зацеплении



Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное напряжение меньше допускаемого . Допускается недогрузка в пределах 20%

Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Силы действующие в зацеплении:

Окружная сила

Реальная сила

Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

Значение коэффициентов и , учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от коэффициента смещения и приведенного числа зубьев [1, т. 2.10] ; .

Принимаем Для шевронных передач и

Вычислим напряжение изгиба:

В зубьях колеса

В зубьях шестерни

Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Проверка зубьев колёс на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента (режим пуска):

Условие прочности выполнено.

Проверка зубьев колёс на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:

Допускаемое напряжение вычисляем в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

где	для сталей с поверхностной обработкой.
	- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки для случая единичных перегрузок.
	-коэффициент запаса прочности.

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Условие прочности выполнено.

Размеры зубчатых колёс

Расчёт ременной передачи

Исходные данные

Режим работы: лёгкий(привод к скребковому конвейеру) в одну смену.

По номограмме для заданных условий выбираем сечение ремня «А» и минимальный диаметр ведущего шкива

Расчётный диаметр ведущего шкива

Диаметр ведомого шкива

Принимаю

Предварительное межосевое расстояние

Определим предварительную длину ремня



Из стандартного ряда длин выбираем длину ремня .

Уточняем межосевое расстояние

Угол обхвата меньшего шкива

Определим скорость ремня



Рассчитаем допускаемую мощность,

где	коэффициент динамической нагрузки и длительности работы; коэффициент учитывающий количество ремней, тогда
	коэффициент угла обхвата
	коэффициент учитывающий влияние расчётной длинны ремня

Предварительное натяжение ремня

Расчет количества ремней

Принимаем Z = 5

Расчет ширины шкива



ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Предварительные значения диаметров валов.

Быстроходный (входной) вал.

Диаметр ротора электродвигателя .

Диаметр выходного конца входного вала.

Принимаем

Диаметр под подшипники

Диаметр буртика под подшипники

Тихоходный (выходной) вал

Диаметр выходного конца выходного вала.

Принимаем

Диаметр под подшипники

Диаметр буртика под подшипники

Диаметр под зубчатым колесом

Конструктивные размеры зубчатого колеса

Длина ступицы колеса то длину ступицы увеличиваем до ширины венца а шпонку оставляем такой же.

Диаметр ступицы колеса мм.

ширина торцов зубчатого венца Толщина диска



Проектирование шпоночных соединений.

Принимаем призматические шпонки по ГОСТ 23360-75, материал сталь 40Х.

Входной вал

Шпонка под шкивом ременной передачи. Материал шкива сталь

Определим длину шпонки

Принимаем - из стандартного ряда

Выходной вал

Шпонка под звёздочкой муфты.

Определим длину шпонки

Принимаем

Шпонка под зубчатым колесом.

Определим длину шпонки

Принимаем

КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА И ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Для удобства сборки корпус редуктора выполняем разъемным. Плоскость разъема проходит через ось тихоходного (выходного) вала и для удобства обработки расположим параллельно плоскости основания.

Основной размер конструктивной особенности - стенка корпуса.

где	вращающий момент на выходном валу.

Принимаем

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняем с помощью фланца.

Толщина верхнего фланца крышки корпуса Принимаем .

Толщина нижнего фланца корпуса Принимаем

Диаметр болтов крепления крышки принимаем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

Принимаем

Крепление редуктора к раме выполним болтами:

Принимаем

Принимаем болты с резьбой М14. Количество болтов - 4 шт. Диаметр отверстий под болт 16 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса

Принимаем

Для крепления крышек люка к корпусу применим болты с резьбой М6 количество болтов - 4 шт.



ВЫБОР МУФТЫ

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочей машины применим муфту цепную однорядную Муфта 500 -1-45-1 ГОСТ 20742-93. Достоинство муфты: при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов.

Расчетный вращающий момент муфты:

где	коэффициент режима работы;
	номинальный вращающий момент.

ВЫБОР И ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ

тихоходный (выходной) вал

проверяем шариковые подшипники лёгкой серии

по

Нагрузка на тихоходном (выходном) валу

Силы действующие в зацеплении:

Расстояния

Определение радиальных реакций. Реакции опор определяем из уравнения равновесия: Сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равны нулю.

Составим уравнения.



Решим полученные уравнения.

Проверка

Проверка

Проверка

Суммарные радиальные реакции опор

Коэффициент эквивалентности

Коэффициент эквивалентной нагрузки на опоры

где	коэффициент вращения кольца подшипника;
	коэффициент безопасности;
	температурный коэффициент.



Расчет грузоподъемности подшипника

где	показатель степени;
	ресурс работы;
	температурный коэффициент.

Грузоподъемность выполняется, подшипник выдерживает нагрузку.

Принимаю подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2210 ГОСТ 8328-75.

Быстроходный (входной) вал

проверяем шариковые подшипники лёгкой серии

по

Нагрузка на быстроходном (входном) валу

Силы действующие в зацеплении по 3 закону Ньютона:

Расстояния

Определение радиальных реакций. Реакции опор определяем из уравнения равновесия: Сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равны нулю.

Составим уравнения.



Суммарные радиальные реакции опор

Коэффициент эквивалентной нагрузки на опоры

Расчет грузоподъемности подшипника

Грузоподъемность выполняется, подшипник выдерживает нагрузку.

Принимаю подшипник шариковый радиальный однорядный 208

ГОСТ 8338-75

УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Входной вал

Вал изготовлен из стали марки сталь 40Х со следующими характеристиками сопротивления усталости [1, табл. 10. 2]: временное сопротивление = 900 МПа; предел текучести = 750 МПа; предел текучести при кручении = 450 МПа; предел выносливости при изгибе = 410 МПа; предел выносливости при кручении = 240 МПа; коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения = 0,10.

Минимально допустимые запасы прочности сопротивлению усталости соответственно: [S] = 1,5...2,5.

Эпюры внутренних силовых факторов приведены на рис. 1, при этом крутящий момент численно равен вращающему:

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасным сечениями являются сечения:

сечение I - шестерня, т. к. там действует изгибающий и крутящий моменты. Концентратор напряжений в рассматриваемом сечении - зубья шестерни.

сечение II - под подшипником со стороны шкива ременной передачи, т.к. там действует изгибающий и крутящий моменты. Концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

Строим эпюры изгибающих моментов.

Эпюра		Сеч 1-1
		Сеч 2-2
		Сеч 3-3
		Сеч 1-1
		Сеч 2-2
		Сеч 3-3
	T	Сеч 1-1
		Сеч 2-2

Суммарные изгибающие моменты в сечениях

Расчет будем проводить по одному валу с большим изгибающим моментом.

Если он выдержит в данном сечении, то в остальных сечениях однозначно выдержит.

Вычислим моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение:

Расчет вала на сопротивление усталости. Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.

Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом.

Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом.

По [1, табл. 10. 13] коэффициенты влияния качества поверхности [1, табл. 10. 8]. Поверхность вала без упрочения: .

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности

Сопротивление усталости обеспечено.

Выходной вал

Вал изготовлен из стали марки сталь 45 со следующими характеристиками сопротивления усталости [1, табл. 10. 2]: временное сопротивление = 900 МПа; предел текучести = 650 МПа; предел текучести при кручении = 390 МПа; предел выносливости при изгибе = 410 МПа; предел выносливости при кручении = 230 МПа; коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения = 0,10.

Минимально допустимые запасы прочности сопротивлению усталости соответственно: [S] = 1,5...2,5.

Эпюры внутренних силовых факторов приведены на рис. 1, при этом крутящий момент численно равен вращающему:

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасным сечениями являются сечения:

сечение I - под колесом, т. к. там действует изгибающий и крутящий моменты. Концентратор напряжений - шпоночный паз и посадка с натягом.

сечение II - под подшипником со стороны муфты, т.к. там действует изгибающий и крутящий моменты. Концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

Строим эпюры изгибающих моментов.

Эпюра		Сеч 1-1
		Сеч 2-2
		Сеч 3-3
		Сеч 1-1
		Сеч 2-2
		Сеч 3-3

Эпюра		Сеч 1-1
		Сеч 2-2
		Сеч 3-3
		Сеч 1-1
		Сеч 2-2

Суммарные изгибающие моменты в сечениях

Расчет будем проводить по одному валу с большим изгибающим моментом.

Если он выдержит в данном сечении, то в остальных сечениях однозначно выдержит.

Вычислим: Моменты сопротивления сечения вала при расчете, на изгиб и кручение.

Расчет вала на сопротивление усталости. Определим амплитуды напряжений в среднее напряжение цикла.

Для передачи вращающего момента предусмотрен шпоночный паз, который и является концентратором напряжения.

Коэффициенты снижения предела выносливости

= 2,2 и = 2,05 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений [1, т. 10.11]; = 0,75 и = 0,75 - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1, т. 10.7]; = 0,91 - 0,95 - коэффициенты влияния качества поверхности [1, т. 10.8]; = 1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения [1, т. 10.9];

Пределы выносливости вала

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности

Сопротивление усталости обеспечено.

Смазочные устройства и выбор смазки редуктора

Для смазывания передачи применим картерную смазку.

Вид масла выберем в зависимости от окружной скорости.

Скорость зацепления в редукторе:

Так как , то применим масло И-Г-А-68 [1, т. 11.1 - 11.2]. ГОСТ 20799-88

Объем смазки:

P1 = PII (Вт)

Уровень масла контролируем по отверстию, закрываемого верхней пробкой. Масло заливаем через люк в корпусе. Слив производим через нижнее сливное отверстие, закрываемое нижней пробкой.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом Литол - 24 ГОСТ 21150-87.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применим манжетные уплотнения.

КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ

Раму изготавливаем сварную из швеллеров №8 и №10, с не параллельными полками ГОСТ 8240 - 89.

Швеллеры располагаем полками наружу. Такое расположение удобно для крепления узлов к раме, при помощи болтов. В полках швеллеров сверлим отверстия под болты. На внутреннюю поверхность полки навариваем или накладываем косые шайбы, повторяющие профиль полки и выравнивающие поверхность для опоры головки болта.

На раме применяем натяжное устройство, состоящее из двух плит: неподвижной (привариваем к раме) и подвижной (перемещается по неподвижной при регулировании натяжения ремней). Перемещение плит относительно друг друга, производится регулировочным винтом.

Электродвигатель закрепляется на подвижной плите, болтами, количество болтов - 4 шт. Конструктивные размеры двигателя определяем по таблице[1,стр.457]

Для создания базовой поверхности под редуктор, на раме размещаем платики.

Редуктор к раме крепим болтами, количество - 4 шт.

Для крепления рамы к полу цеха, применены фундаментные болты, в количестве - 4 шт., их расположение определяется при проектировании рамы.



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие. 448с.

Проектирование механических передач: Учебное пособие под ред. Чернавского С. А.

Размещено на Allbest.ru

...