Конструирование привода технологического оборудования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. Редуктор - неотъемлемая часть современного оборудования. редуктор вал привод подшипниковый

Размещение передач зацепления в отдельном закрытом корпусе гарантирует достаточную точность монтажа, хорошую смазку и соответственно высокий КПД, меньший износ, а также надежную защиту передач от влияния окружающей среды. Редукторы различных типов с постоянным передаточным числом широко используют во всех отраслях хозяйства. Самыми распространенными являются редукторы, состоящие из цилиндрических зубчатых передач.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники.

В курсовом проекте выполняются расчеты:

1. Основных кинематических и энергетических параметров привода;

2. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

3. Расчет валов;

4. Расчет шпоночных соединений;

5. Расчет теоретически долговечных подшипниковых опор.



1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

Расчет требуемой мощности

где - общий КПД привод

Здесь

== кВт

Выбор электродвигателя

По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель [1, табл. П1] с ближайшей большей стандартной мощностью 132М8с ближайшей большей стандартной мощностью синхронной частотой вращения и скольжением S=4,1%.

Частота вращения вала

Расчет общего передаточного числа привода



Частоты вращения валов

Мощности, передаваемые валами

Крутящие моменты на валах



2. Расчет зубчатой передачи

Выбор материалов зубчатых колес.

Выбираем материалы для шестерни - сталь 45, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ; для колеса - сталь 45, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ. Среднее значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса: редуктор вал привод подшипниковый

Расчет допускаемых напряжений

Определение допускаемых контактных напряжений:

Пределы кантактной выносливости найдем по формуле:

=

=

Коэффициенты безопасности ,

Коэффициенты долговечности

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений(по табл.2.1.[1]):

,

Эквивалентные числа циклов напряжений

где - коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима работы.

Суммарное число циклов нагружения

Где с - число зацеплений за один оборот колеса, с=1;

Cуммарное время работы передачи

В результате расчетов получим:

;

т.к

т.к

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

,

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:



Условие выполняется.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

Для определения входящих в формулу величин используем данные табл. 4.1.[1]. Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициенты безопасности при изгибе: ,

Проектный расчет передачи.

Межосевое расстояние.

Где

Полученное межосевое расстояние округлим до значения:

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Модуль выбираем из диапазона

Выбираем стандартный модуль: .

Суммарное число зубьев передачи:

Полученное значение округлим до ближайшего целого числа

определим делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Примем

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число



Поскольку , примем коэффициенты смещения

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5 мм больше чем

Примем

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности,

;

Окружности впадин зубьев:

,

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи



Для полученной скорости назначим степень точности передачи учитывая, что для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

Проверочный расчет передачи.

Проверка контактной прочности зубьев

где - для косозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где А=0,15 для косозубых передач; - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При для определения используем выражение

Тогда

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса



Где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру:

По назначению определим методом линейной интерполяции [1, табл.9.1.],

Окончательно найдем:

Недогрузка составляет

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при



где - эквивалентное число зубьев,

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его поверхность:

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент нагрузки при изгибе:

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

Тогда,

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

Силы в зацеплении:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

3. Расчет ременной передачи

Определение крутящего момента на ведущем шкиве



Выбор ремня:

Выбираем ремень В нормального сечения: d1= 43,1 мм; bр=11мм; А=81мм2 ; qm=0.105кг/м; h=8mm; Lmin=560mm; Lmax=4500mm

Определение геометрических размеров передачи

Диаметр ведущего шкива:

Диаметр шкива округляем до стандартного значения d1=180 мм

Диаметр ведомого шкива:

Диаметр ведомого шкива округляем до стандартного значения . Межосевое расстояние и длина ремня

Предварительно определяем межосевое расстояние по формуле

Для определения длины ремня используем зависимость:

Принимаем из нормального ряда размеров. L=1400 мм

Уточняем межосевое расстояние по формуле



Окончательно получим

Угол обхвата на ведущем шкиве

Скорость ремня (линейная):

Окружное усилие :

Частота пробегов ремня

Число ремней



Z=

4. Расчет и проектирование валов

Проектный расчет валов.

В качестве материала вала выбираем сталь 45. Для этого материала пониженные допускаемые напряжения на кручения .

Ведущий вал (быстроходный).

Диаметр выходного участка быстроходного вала равен [1, с. 108] :

Округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров и принимаем .

Длина выходного участка вала:

Диаметр вала под подшипники:

Шестерню выполняем заодно с валом.

Ведомый вал (тихоходный)



Принимаем

Длина выходного участка вала:

Диаметр участка вала под подшипники:

Диаметр участка вала под колесом:

По ГОСТ 6636-69 принимаем . Диаметр буртика у колеса: . Эскизная компоновка

На этом этапе упрощенно вычерчиваем редуктор и предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии для быстроходного вала и средней серии для тихоходного вала. Габариты подшипников выбираю по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	Внутренний диаметр	Внешний диаметр	Ширина В	Размер фаски	Динамическая С	Статическая
208	40	80	18	2	32	17,8
212	60	110	22	2,5	53	31

,

,

,



Тихоходный вал:

,

,

,,

,

Расчетные схемы валов. Опорные реакции, эпюры изгибающих и крутящих моментов

Быстроходный вал

Дано:

1.Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

,

,

=

б) Строим эпюру изгибающих моментов

2.Горизонтальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

, ,

,

б) Строим эпюру изгибающих моментов

, , ,

3. Строим эпюру крутящих моментов.

4.Суммарные опорные реакции:



5.Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Дано: =0,27607 м

Решение:

1.Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

,

=,

б) Строим эпюру изгибающих моментов

, ,

;

2.Горизонтальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

б) Строим эпюру изгибающих моментов

,

;

3. Строим эпюру крутящих моментов.

4.Суммарные опорные реакции:

5.Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Уточненный расчет валов.

Коэффициент запаса прочности в опасных сечениях:



где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Быстроходный вал

Опасное сечение - сечение с максимальным изгибающим моментом и крутящим моментом . Диаметр вала в этом сечении .

,

Здесь - предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

Материал вала - сталь 45, термообработка - улучшение;

Тогда

- эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений

,- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (формулу выбираем для шлифованной поверхности)

и - амплитудные значения циклов нормальных и касательных напряжений, равно наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении:

где- осевой момент сопротивления изгибу

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

здесь- момент сопротивления кручению:

и- коэффициенты асимметрии циклов:

Определяем коэффициенты

Определяем коэффициент запаса прочности:

Усталостная прочность вала в сечении обеспечена.

Тихоходный вал

Максимальный изгибающий момент и крутящим моментом . Диаметр вала в этом сечении

Материал вала - сталь 45, термообработка - улучшение.

Пределы выносливости стали: ; .

Амплитуда цикла нормальных напряжений:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:



Амплитуда и среднее напряжение касательных напряжений:

,

Определяем коэффициенты

Определяем коэффициент запаса прочности:

Усталостная прочность вала в сечении обеспечена.

5. Выбор подшипников

Быстроходный вал

Первоначально выбран подшипник №307 с параметрами: В=21 мм, , Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле



где - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца;

Величина коэффициента определяется характером нагружения подшипника.

Принимаем .

Температурный коэффициент принимаем для рабочей температуры подшипника до .

Для нахождения коэффициентов радиальной и осевой нагрузки определяем отношение: Этому отношению соответствует параметр осевого нагружения Определяем отношение

Определяем

Эквивалентная нагрузка:

Расчет подшипников на долговечность:

где- коэффициент долговечности; Принимаем

- показатель степени кривой усталости для шариковых подшипников.

Значение коэффициента условий работы зависит от кинематической вязкости смазки. Принимаем при нормальных условиях смазывания(консистентной смазкой)

Расчетная долговечность:

Оставляем подшипник №307.

Тихоходный вал

Первоначально выбран подшипник №211параметрами: В=21 мм, ,

Эквивалентная нагрузка:

Находим отношение , этой величине соответствует Далее определяем

Находим коэффициенты: Х=0, Y=1. Расчетная долговечность подшипника:

Оставляем подшипник №211

6. Подбор и проверка шпонок на смятие

Материал шпонок - сталь 45. Расчет призматических шпонок на смятие по формуле



где - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза на валу, мм.

Допускаемые напряжения смятия для стальных ступиц при нереверсивном приводе [ уcм]=150 МПа. Выбор шпонки для быстроходного вала на хвостовик вала . Подбираем шпонку 12х8х40 ГОСТ 23360-78.

Проверяем шпонку на смятие:

Выбранная шпонка удовлетворяет условиям на смятие.

Быстроходный вал: шпонка под колесом . Шпонка 20х12х56 ГОСТ 23360-78.

Проверяем шпонку на смятие:

Выбранная шпонка удовлетворяет условиям на смятие.

Быстроходный вал: шпонка на хвостовике вала . Шпонка 16х10х56 ГОСТ 23360-78. Проверяем шпонку на смятие:



Выбранная шпонка удовлетворяет условиям на смятие.

7. Основные конструктивные размеры редуктора

Элементы корпуса

Корпус редуктора - разъёмный. Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание и крышку. Материал корпуса -чугун СЧ10.

Толщина стенки корпуса и крышки корпуса редуктора:

Принимаем

Диаметр фундаментных болтов для крепления редуктора:

Принимаем болт М16.

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию на фланцах:

Принимаем болт М12

Толщина ребер основания корпуса: Принимаем m=8 мм

Толщина ребер крышки: Принимаем m1=8

Конструктивные размеры зубчатых колес

Длина ступицы:

Диаметр ступицы:



Принимаем

Толщина диска:

Принимаем e=18 мм

Толщина обода:

Принимаем a=10 мм

Внутренний диаметр:

Принимаем

Диаметр центровой окружности:

Принимаем D1=180 мм

Диаметр отверстий:



Принимаем D2=40 мм

Размеры фасок:

Радиус скругления принимаем :

8. Выбор смазки

Для смазывания зубчатой передачи принимаем кратерную систему смазки. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него частично погружен. Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на стенки корпуса, с которых масло стекает в подшипники. В качестве смазывающей жидкости принимаем масло индустриальное И-20 (ГОСТ 20799-88).

При работе передачи продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени свойства его ухудшаются. Поэтому масло. Залитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Для контроля уровня масле в редукторе служит жезловый маслоуказатель. При длительной работе редуктора в связи с нагревом повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины, которую используют также для залива масла.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,5-0.8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=0.8*4=3,2 л.



Заключение

В курсовом проекте был рассчитан, спроектирован и сконструирован привод технологического оборудования, включающий в себя одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор и ременную передачу.

Выбран электродвигатель типа 4А100S2 с синхронной частотой 3000 об/мин.

Проведен кинематический расчет, в ходе которого был определен КПД редуктора, а также частоты вращения валов, моменты и мощности на валах.

Рассчитана зубчатая передача редуктора, определены допускаемое контактное напряжение, допускаемые напряжения изгиба и межосевое расстояние a_w=125 мм.

В предварительном расчете валов редуктора определены диаметры валов, подобраны подшипники на ведущем валу 207 и на ведомом валу 210.

Определены размеры шестерни и колеса: делительный диаметр и ширина венцов.

Проверка подшипников на долговечность показала, что подшипники буду работать на быстроходном валу 15695 часов и 18498 на тихоходном валу.



Список литературы

1. Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учеб. Пособие. /Г.Л. Баранов - 2-е изд. перераб. и доп. - Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007. 22с.

2. Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методические указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика» / сост. Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007. 49с.

3. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для тех. спец. вузов. -6-е изд., исп.-М.: высш. шк, 2000.-447с., ил.

4. Чернавский С. А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов.- М.: Машиностроение, 1984-560с.

Размещено на Allbest.ru

...