Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной

Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной.

Привод — устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического) и механизма для передачи энергии (движения). Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического редуктора с раздвоенной косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной, открытой клиноременной передачи. Выходной вал редуктора соединен с конвейером цепной однорядной муфтой.

Техническое задание.

Проектирование привода цепного конвейера.

Схема привода:

Дано:

F_t=5000 H, V=0.5 м/с, z=11, T=125, L=5 лет, К_сут=0,58, К_год=0,8.

Серийность: 5шт.

График нагрузки:

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя.

1. Мощность на выходном валу привода, кВт:

Вт.

2. Коэффициент полезного действия (КПД) привода.

.

3. Расчетная (требуемая) мощность электродвигателя, кВт:

Вт.

4. Частота вращения выходного вала, об/мин:

об/мин.

5. Передаточное число привода:

;

.

6. Расчетная max и min частота вращения вала электродвигателя, об/мин:

; об/мин;

. об/мин.

7. Выбор электродвигателя (по ГОСТ):

;

.;

Выбираем электродвигатель 4А71АУ3; кВт; об/мин.

8. Действительное передаточное число привода:

.

9. Разбивка передаточного числа привода по ступеням:

;

10. Силовые и кинематические параметры валов привода:

об/мин;

об/мин;

Вт;

об/мин;

Вт;

об/мин;

Вт; с^-1;

Нм; с^-1;

Нм; с^-1;

Нм; с^-1;

Нм;

Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода.

2. Эскизный проект.

2.1 Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.

2.1.1 Определение числа циклов перемены напряжений:.

2.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений: а) Первая ступень:.

Шестерня быстроходного вала (300 НВ) Колесо промежуточного вала (270 НВ) Вторая ступень:

Шестерня промежуточного вала (270 НВ) Колесо тихоходного вала (240 НВ) Таблица 2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

2.2 Расчет закрытой цилиндрической ЗП.

2.2.1 Первая ступень.

А) Межосевое расстояние;

Согласно ряду R40 принимаем .

Б) Модуль зацепления:

Т.к. модуль 1.5 не подходит, а модуль 2.0 слишком большой, то принимаем .

В) Угол наклона зубьев:

Г) Суммарное число зубьев:

Д) Действительная величина угла наклона зубьев:

Е) Число зубьев шестерни:

Ж) Число зубьев колеса:

З) Фактическое передаточное отношение И) Фактическое межосевое расстояние:

К) Фактические геометрические параметры передачи:

Таблица 3.

Т.к. ступень раздвоенная, то ширину венца шестерни и колеса берем в 2 раза меньше:

Л) Проверка межосевого расстояния:

М) Проверка годности заготовок колес:

Условия пригодности:

;

Данное неравенство выполняется.

Н) Проверка контактных напряжений:

; ;

Окружная сила в зацеплении ;

Окружная скорость колес.

Условие прочности выполняется, т.к. перегрузка не превышает 5%.

О) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

П) Проверка зубьев при действии пиковой нагрузки:

Максимальное контактное напряжение:

Максимальное напряжение изгиба:

Таблица 4. Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

2.2.2 Вторая ступень.

А) Межосевое расстояние;

Согласно ряду R40 принимаем .

Б) Модуль зацепления:

Принимаем .

В) Суммарное число зубьев:

Г) Число зубьев шестерни:

Д) Число зубьев колеса:

Е) Фактическое передаточное отношение Ж) Фактическое межосевое расстояние:

З) Фактические геометрические параметры передачи:

Таблица 5.

И) Проверка межосевого расстояния:

К) Проверка годности заготовок колес:

Условия пригодности:

;

Данное неравенство выполняется.

Л) Проверка контактных напряжений:

; ;

Окружная сила в зацеплении.

Окружная скорость колес.

Условие прочности выполняется, т.к. недогрузка не превышает 10%.

М) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :

H) Проверка зубьев при действии пиковой нагрузки:

Максимальное контактное напряжение:

Максимальное напряжение изгиба:

Таблица 6. Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

2.3 Расчет и проектирование открытой передачи.

1. Исходные данные:

Мощности P₁=3012 кВт, P₂=2861 кВт; частоты вращения n₁=1435 об/мин, n₂=318 об/мин; передаточное отношение u=3.2; вращающие моменты T₁=20 Нм, T₂=86 Нм (параметры с индексом 1 относятся к ведущему (входному) валу передачи, с индексом 2 — к ведомому (выходному)).

Выбираем тип сечения ремня А (А).

2. Диаметр ведущего (малого) шкива:

K_d=3.5; d_min=90 мм.

3. Диаметр ведомого (большого) шкива:

Принимаем d₂=315 мм.

4. Действительное передаточное отношение;

5. Межосевое расстояние;

6. Расчётная длина ремня;

L_p=1250 мм.

7. Действительное межосевое расстояние;

8. Угол обхвата ремнем ведущего шкива;

9. Скорость ремня;

10. Число ремней передачи;

P₀=1.2 кВт; C_p=1.1; C_l=0.97; C_a=0.84; C_k=0.8.

С_Р— коэффициент, учитывающий динамичность передачи и режим её работы;

С_L— коэффициент, учитывающий длину ремня;

C_a— коэффициент, учитывающий угол обхвата малого шкива;

C_K— коэффициент, учитывающий число ремней z;

Берем 4 ремня.

11. Сила начального натяжения одного клинового ремня;

12. Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного ремня;

13. Сила, нагружающая валы передачи;

Таблица 7. Параметры клиноременной передачи.

2.4 Конструирование валов.

2.4.1 Определение сил в зацеплении.

1) Первая ступень. а) Окружная сила на колесе и шестерне:

б) Радиальная сила на колесе и шестерне:

в) Осевая сила на колесе и шестерне:

2) Вторая ступень. а) Окружная сила на колесе и шестерне:

б) Радиальная сила на колесе и шестерне:

3) Ременная передача.

4) Муфта на тихоходном валу.

2.3.2 Определение размеров ступеней валов.

1) Быстроходный вал.

Конструктивно принимаем d=35 мм;

d₁=d+2t=35+5=40 мм;

d₂=d₁+5мм=45 мм;

l=1.5d₁=1.5*35=52 мм;

l₁=1.5d₁=1.5*40=60 мм;

l₂=219 мм.

2) Промежуточный вал.

Конструктивно принимаем d₁=50 мм;

d₂=d₁+5=55 мм;

d₃= d₂+5=60 мм;

l₁=1.5d₁=1.5*50=75мм;

l₂=b₂=42 мм;

L₃=5 мм.

В виду конструктивных особенностей принимаем l₁=53 мм.

3) Тихоходный вал.

d₁=d+5мм=70 мм;

d₂= d₁+5мм=75 мм;

d₃= d₂+5мм=80 мм;

l=1.5*d₁=1.5*65=97 мм;

l₁=180 мм;

l₂=b₂=80 мм;

L₃=94 мм.

2.5 Расчетная схема валов редуктора.

2.5.1 Быстроходный вал.

Дано: F_t1=1538 H; F_r1=505 H; F_a1=226 H; F_оп=700 H.

1) Вертикальная плоскость:

а) определение опорных реакций:

Проверка: -307+505+505−1403+700=0.

б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:

2) Горизонтальная плоскость.

а) определение опорных реакций.

б) построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3:

3) Построение эпюры крутящих моментов:

4) Определение суммарных радиальных реакций:

5) Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях:

2.5.2 Промежуточный вал.

Дано: F_t2=1538 H; F_t3=15 453 H; F_r2=505 H; F_a2=226 H; F_r3=1772 H.

1) Вертикальная плоскость.

а) определение опорных реакций:

Проверка: -505−505−381−381+1772=0.

б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:

2) Горизонтальная плоскость.

а) определение опорных реакций.

Проверка: -954,5−954,5+5453−1772−1772=0.

б) построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:

3) Построение эпюры крутящих моментов:

4) Определение суммарных радиальных реакций:

5) Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях:

2.5.3 Тихоходный вал.

Дано: F_t4=5453 H; F_r4=1772 H; F_м=4180 H.

1) Вертикальная плоскость.

а) определение опорных реакций:

Проверка: 886+886−1772=0.

б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 2…4:

Таблица 8. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников.

2.6 Расчет шпонок.

2.6.1 Быстроходный вал.

Шпонка под шкив: b=6 мм; h=6 мм; t₁=3 мм; t₂=2.3 мм; l=22 мм.

Шпонка выбрана верно.

2.6.2 Промежуточный вал.

1) Шпонка под зубчатое колесо: b=6 мм; h=6 мм; t₁=3.5 мм; t₂=2.8 мм; l=36 мм.

Шпонка выбрана верно.

2.6.3 Тихоходный вал.

1) Шпонка под зубчатое колесо: b=6 мм; h=6 мм; t₁=3.5 мм; t₂=2.8 мм; l=56 мм.

Шпонка выбрана верно.

2) Шпонка под муфту:

b=6 мм; h=6 мм; t₁=3.5 мм; t₂=2.8 мм; l=56 мм.

Шпонка выбрана верно.

2.7 Проверочный расчет валов на статическую прочность.

Коэффициент перегрузки К_п принимаем равным 2.2 (зависит от типа двигателя).

2.7.1 Быстроходный вал.

а) Суммарный изгибающий момент во втором сечении вала (см. п. 2.5.1.):

б) Суммарный крутящий момент:

в) Моменты сопротивления :

Изгибу.

Кручению.

г) Нормальное напряжение:

зубчатый передача вал подшипник.

д) Касательное напряжение:

e) Частные коэффициенты запаса прочности:

ж) Общий коэффициент запаса прочности:

2.7.2 Промежуточный вал.

а) Суммарный изгибающий момент в третьем сечении вала (см. п. 2.5.2.):

б) Суммарный крутящий момент:

в) Моменты сопротивления :

Изгибу.

Кручению.

г) Нормальное напряжение:

д) Касательное напряжение:

e) Частные коэффициенты запаса прочности:

ж) Общий коэффициент запаса прочности:

2.7.3 Тихоходный вал.

а) Суммарный изгибающий момент во втором сечении вала (см. п. 2.5.3.):

б) Суммарный крутящий момент:

г) Нормальное напряжение:

д) Касательное напряжение:

e) Частные коэффициенты запаса прочности:

ж) Общий коэффициент запаса прочности:

2.8 Проверочный расчет валов на сопротивление усталости.

2.8.1 Быстроходный вал.

Допустимый коэффициент запаса прочности принимаем [s]=1.7.

Наиболее нагруженный участок вала в сечении подшипника 4 (см. п. 2.5.1.).

1) Определяем напряжения в опасном сечении: Нормальное напряжение.

Касательное напряжение.

2) Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений:

Радиус галтели r=2 мм; буртик t=2,5 мм; у_в=900 Н/мм² => K_у=2; K_ф=1.65.

Вал изготовлен из легированной стали 40Х => K_d=0.73.

K_F=1.5.

3) Определяем пределы выносливости:

.

4) Определяем коэффициенты запаса прочности:

5) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

2.8.2 Промежуточный вал.

Допустимый коэффициент запаса прочности принимаем [s]=1.7.

Наиболее нагруженный участок вала в сечении шестерни 3 (см. п. 2.5.2.).

1) Определяем напряжения в опасном сечении: Нормальное напряжение.

Касательное напряжение.

2) Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений:

Радиус галтели r=2,5 мм; буртик t=3 мм; у_в=900 Н/мм² => K_у=2; K_ф=1.65.

Вал изготовлен из легированной стали 40Х => K_d=0.70.

K_F=1.5.

3) Определяем пределы выносливости:

4) Определяем коэффициенты запаса прочности:

5) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

2.8.3 Тихоходный вал.

Допустимый коэффициент запаса прочности принимаем [s]=1.7.

Наиболее нагруженный участок вала в сечении подшипника 2 (см. п. 2.5.3.).

1) Определяем напряжения в опасном сечении: Нормальное напряжение.

Касательное напряжение.

2) Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений:

Радиус галтели r=2,5 мм; буртик t=3 мм; у_в=790 Н/мм² => K_у=1.95; K_ф=1.6.

Вал изготовлен из легированной стали 40Х => K_d=0.67.

Выбран вид механической обработки — обточка => K_F=1.1.

3) Определяем пределы выносливости:

4) Определяем коэффициенты запаса прочности:

5) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

2.9 Выбор муфт.

Определение расчетного момента:

Т.к. конвейер ленточный, K_p=1.35.

Выбираем цепную однорядную муфту с цепью ПР-50.8−22 700 (T=2000 Нм; щ_мах=75 с^-1).

Посадочное отверстие муфты d=65 мм; l=97 мм.

2.10 Смазывание.

Смазочные устройства Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием. В редукторе будем использовать масло И-Г-С-100 ГОСТ 17 479.4−87 для 600 Н/мм²<_Н<1000 Н/мм² и окружной скорости до 2 м/с. Для контроля уровня масла применим жезловый маслоуказатель, так как он достаточно надежен и удобен для обзора. Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой с отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой. Т.к. окружная скорость на шестерне быстроходного вала >1м/с, то колесо промежуточного вала должно быть погружено в масляную ванну на глубину h_м.

h_м принимаем равным 10 мм.

Объем масляной ванны равен 0.718×0.117×0.206=0,0173 м³=17,3 л.

2.11 Конструирование корпуса редуктора.

В качестве материала корпуса выбираем СЧ15. Толщина стенки корпуса:

Минимальное расстояние между рабочими органами и стенкой корпуса примем с=11 мм Крепление крышки редуктора к корпусу:

а) Диаметр болтов Выбираем болты М14.

б) Ширина фланца.

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Высш. шк., 1998.

2. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2.-Калининград: Янтарный сказ, 1999.

3. Чернавский С. А. Проектирование механических передач. — М.: Машиностроение, 1988.

4. Анурьев В. И. Справочник конструкторамашиностроителя. — М.: Машиностроение, 1982.