Расчет одноступенчатого редуктора

Содержание

• Содержание
• Введение
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
  • 1. 1. Кинематический анализ схемы привода
  • 1. 2. Коэффициент полезного действия привода
  • 1. 3. Выбор электродвигателя
  • 1. 4. Угловые скорости и моменты на валах привода
• 2. Расчет передачи
• 3. Предварительный расчет валов редуктора
• 4. Конструктивные размеры корпуса и крышки и предварительный выбор подшипников, компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
• 5. Уточненный расчет валов
  • 5. 1. Ведущий вал
  • 5. 2. Ведомый вал
• 6. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
  • 6. 1. Ведущий вал
  • 6. 2. Ведомый вал
• 7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
• 8. Посадки деталей редуктора
• 9. Описание сборки редуктора
• Список использованной литературы

Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расши-рить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки сту-дентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по срав-нению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых рас-пространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэто-му грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обуче-нии знаний на практике.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1. Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого редуктора с ко-нической передачей. Вращение от двигателя на входной вал редуктора и от выходного вала редуктора на вал барабана ленточного транспортера осуществ-ляется через муфты.

1.2. Коэффициент полезного действия привода

Согласно табл. 1.1 [1] принимаем коэффициенты полезного действия для элементов, где происходят потери мощности: в зубчатой передаче ηз.п. = 0,970,98; принимаем ηз.к. = 0,97;

в подшипниках качения ηп = 0,99;

в муфте ηм = 0,98;

В составе привода имеется одна коническая зубчатая передача, две муфты и 6 подшипниковых опор, поэтому в соответствии с формулой определяем общий КПД привода

= 0,97 * 0,996 * 0,982 = 0,88

1.3. Выбор электродвигателя

Мощность на валу барабана определяется по формуле

= 3 * 2,8 = 8,4 кВт, где Ft окружное усилие, кН;

V скорость транспортера, м/с;

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.тр.= Рв / = 8,4 / 0,88 = 9,55 кВт,

Угловая скорость барабана:

= 2 * 2,8 / 0,45 = 12,44 рад/с

Частота вращения барабана:

= 30*12,44/3,14 = 119 мин-1

Пусковая требуемая мощность должна учитывать стартовую нагрузку, ко-торая в 1,2−1,5 раз больше номинальной:

Рп = Рэ.тр.* 1,3 = 9,55 * 1,3 = 12,42 кВт

По табл. П1

приложения [1], исходя из требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АН за-крытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 750 об/мин 4АН160М8 со сле-дующими параметрами: номинальная мощность Рном = 11 кВт; скольжение s = 2,5%, отношение Рп/Рном = 1,4. Рпуск = 1,4*11 = 15,4 кВт. Значит эта модель дви-гателя может быть принята для проектируемого привода.

Номинальная частота вращения двигателя: где: nдв фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

n частота вращения, мин-1;

s потери на скольжение, %;

nдв = 750* ((100−2,5)/100) = 731 мин-1

1.4. Угловые скорости и моменты на валах привода

Передаточное отношение редуктора:

U = nдв/nб = 731/119 = 6,14

Угловая скорость и частота вращения вала двигателя:

nдв= 731 мин-1

= 3,14*731 / 30 = 76,51 рад/с

Момент на валу двигателя:

, где Ртр требуемая мощность двигателя, кВт;

угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

T1 = 9,55 *1000 / 76,51 = 124,82 Нм = 124,82*103 Нмм

Момент, угловая скорость и частота вращения выходного вала редуктора:

Т2 = Т1 * U * ηз.п.

Т2 = 124,82*103 * 6,14*0,97 = 743,4*103 Нмм

Таблица 1

Результат кинематического расчета привода

Вал 1 2

Частота вращения n, мин-1 731 119

Угловая скорость , рад/с 76,51 12,44

Крутящий момент, Т, х103 Нмм 124,82 743,4

Мощность на валу P, кВт 9,55 8,4

2. Расчет передачи

2.1. Выбор материала для зубчатых колес

Принимаем материал со механическими характеристиками выше средних в целях уменьшения габаритов механизма:

Принимаем: шестерня: сталь 40Х, термическая обработка улучшение, твер-дость НВ 270;

колесо сталь 40Х, термическая обработка улучшение, твер-дость НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения (3.9) [1]

, МПа где: σН lim b предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

Шестерня

= 2*270 + 70 = 610 МПа

Колесо

= 2*245 + 70 = 560 Мпа

Число циклов перемены напряжений NНЕ определяется по формуле;

NHE = 60tч*n2 = 60*(365*0,5*6*0,5*8)*119 = 3,127*107

Базовое число перемены напряжений рассчитываем по эмпирической формуле

NH0 = 30HBср2,4*12 = 30*((270+245)/2)2,4*12 = 21,98*107

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле

КHL = 1 =1,38

[SH] коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшен-ной стали принимают [SH] = 1,1 1,2.

Для шестерни: [H1] = 610*1,38 / 1,1 = 765 МПа

Для колеса: [H1] = 560*1,38 / 1,1 = 703 МПа

Тогда расчетное контактное напряжение по формуле 3.10 [1]:

= 0,45 * (765+703) = 661 МПа.

2.1. Расчет характеристик передачи

При консольном расположении шестерни коэффициент КН=1,2 [1, табл. 3.1].

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ВRE=0,285

Внешний делительный диаметр определяется по формуле

, где Тр момент на выходном валу редуктора;

de2 внешний делительный диаметр, мм;

к допускаемое контактное напряжение, МПа;

U передаточное отношение редуктора;

Kd коэффициент, равный для прямозубых колес Kd = 99

мм

Принимаем по ГОСТ 12 289–76 ближайшее стандартное значение

de2 = 400 мм

Принимаем число зубьев шестерни z1 = 22, тогда число зубьев колеса

z2 = z1*U = 22*6,14 = 135,08

Принимаем z2 = 135, тогда

U = z2 / z1 = 135/22 = 6,14

Отклонение от заданного составит 0%

Окружной модуль равен

400/135 = 2,96 ~ 3 мм.

Для конических колес округлять модуль до стндартного значения необя-зательно, поэтому принимаем me = 3 мм.

Уточняем значение

de2 = mez2 = 3*135 = 405 мм

Отклонение от стандартного значения составит

(405−400)/400*100 = 1,25%

Это меньше допускаемого отклонения в ±2%.

Угол делительного конуса: шестерни

9°15 = 9,25°

колеса

90−9,25 = 80,75° = 80°45

Определяем внешний диаметр шестерни и колеса

= 3*22+2*3*cos9,25 =71,92 мм

= 405+2*3* cos 80,75 = 405,96 мм

Определяем внешнее конусное расстояние мм

Определяем длину зуба

205*0,285 = 58,4

Определяем среднее конусное расстояние

=205−0,5*58,4 = 175,8

Определяем средний окружной модуль

= 3* 175,8/205 = 2,57

Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса

d1 = 2 (Re-0.5b)sin1 = 2*(205−0,5*58,4)*sin 9.25 = 56.51 мм

d2=m*Z2

d2 = 2,57 * 135 = 346,95 мм коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

= 58,4 / 56,51 = 1,033

средняя окружная скорость колес

= 76,51*56,51*10−3/2 = 2,2 м/с

Для конических передач обычно принимается 7-я степень точности.

Определяем усилия, действующие в зацеплении окружное колеса

= 2*743,4*103/346,95 = 4285 Н

шестерни

= 2*124,82*103/56,51 = 4418 Н

где Т крутящий момент на выходном валу;

радиальное, где Р — окружное усилие,  - угол делительного конуса,  = 20

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагру-зок

,