Конструирование редуктора привода двухпоршневого насоса двухстороннего действия

• 1. Выбор параметров редуктора
• 1.1 Определение мощности электродвигателя
• 1.2 Определение параметров редуктора
• 2. Расчёты зубчатой передачи
• 2.1 Проектировочный расчёт зубчатой передачи
• 2.2 Проверочный расчёт зубьев на изгибную выносливость
• 2.3 Компоновка зубчатой передачи
• 3. Проектировочный расчёт валов
• 4. Выбор подшипников качения
• 4.1 Продолжение компоновки редуктора
• 5. Шпоночные соединения
• 5.1 Общие сведения
• 5.2 Выбор шпонок
• 5.3 Расчёт шпоночных соединений
• 5.4 Смазка редуктора
• 6. Расчёт ПК на долговечность
• 6.1 Определение сил действующие на вал
• 6.2 Определение сил действующие на вал
• 6.3 Приведенная нагрузка на подшипник
• 6.4 Расчёт долговечности ПК
• 7. Расчёт вала на статическую прочность
• 7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
• 7.2 Механические характеристики материала
• 7.3 Определение напряжений в опасных сечениях вала
• 7.4 Определение коэффициентов запаса прочности
• 7.5 Проверка статической прочности
• 7.6 Расчёт вала на выносливость
• Список литературы

редуктор электродвигатель подшипник шпоночный

1. Выбор параметров редуктора

Редуктор — изделие предназначенное для снижения скорости вращения, выполненное в отдельном корпусе со всеми системами жизни обеспечения.

В проекте рассматривается одноступенчатый цилиндрический редуктор.

Схема привода показана на рисунке.

Исходные данные :

— среднее давление насоса =МПа.

— объёмная производительность насоса

— частота вращения :

синхронная скорость вращения ротора двигателя

кривошипа

1.1 Определение мощности электродвигателя

Мощность на валу насоса ()

кВт

КПД привод

Выбираем электродвигатель асинхронный :

5А160Sтип электродвигателя

1.2 Определение параметров редуктора

Передаточное отношение

Чистота вращения

Вал Б ;

Вал Т ;

Крутящие моменты на валах :

Примем, что мощность 11 кВт полностью потребляет двигатель, тогда:

момент на валу двигателя ()

— на валу Т

Примечание :

закон сохранение энергии

Характеристика редуктора.

1. Передаточное число 3,88 об/мин

2. Вращательный момент на валу 425 Нм

3. Частота вращения выходного вала 250 об/мин

2. Расчёты зубчатой передачи

В курсовом проекте выполнено два расчёта.

1 Расчёт на контактную выносливость.

Выполнен в форме проектировочного.(не является обязательным, т.к. заказчику предоставляется проверочный расчёт)

Из него найдено :

2. Проверочный расчёт зуба на выносливость при изгибе

Здесь проверяется толщина зуба, которая ранее была задана.

2.1 Проектировочный расчёт зубчатой передачи

В основе расчёта на контактную выносливость лежит формула, которая для случая косозубых зубчатых колёс и внешнего зацепления запишется так:

Ширину b_w — задаём через относительный параметр.

т.к. зубчатые колёса мягкие < 350 и симметричное расположение зубчатых колёс о опоры.

допустимые напряжения в расчёте на контактную выносливость.

а) Определение допустимых напряжений ()

Найдём для случая неограниченного ресурса т.к. < 350, то () допустимое напряжение для зубчатой пары примем равной допускаемому напряжению для зубчатых колёс. Находим их опытным путём:

S_H=1,1 — коэффициент безопасности, если ,

Z_N=1 — коэффициент долговечности т.к. ресурс не ограничен.

б) Находим межосевое расстояние.

Активная ширина зацепления :

b₂=мм

b₂=b_w (ширина колеса)

Ширина шестерни :

b₁=1,1 мм

в) Проектировочный расчёт зуба на изгиб.

НА основании статистики :

При

Принимаем стандартное значение m=2 мм

г)Определение угла наклона зуба.

Находим из условия прочности ширины зуба

д) Находим число зубьев.

— суммарное ()

— шестерня

— колёса

е) Окончательно.

ж) Расчёт геометрических размеров зубчатых колёс.

т.к. Z₁>17, то коэффициенты смещения X₁=X₂=0, тогда

m — высота головки (по европейским стандартам назначается равной модулю)

Делительный диаметр :

d=

шестерни: d₁=мм

колеса: d₂= мм

Проверка: a_w= мм

Диаметр вершин: d_a=d+2m (m=2)

шестерни: d_a1=57,192+4=61,192 мм

колеса: d_a2=230,809+4=234,809 мм

Диаметр впадин: d_f=d-2,5m (m=2)

шестерни: d_f1=57,192−5=52,192 мм

колеса: d_f2=234,809−5=229,808 мм

2.2 Проверочный расчёт зубьев на изгибную выносливость

а) Определение допускаемых напряжений.

Определяем раздельно дя шестерни колёс.

Общая формула (при коффэ. х=1)

Y_A=1, т.к. работа односторонняя; Y_N=1,т.к. ресурс работы неограничен; S_F=1,7 -коэффициент безопастности. Находим :

б) Проверочный расчёт.

Т.к. зацепление косозубое заменяем его прямозубым для него находим эквивалентное число зубьев. Эквивалентное число зубьев :

Коэффициент форму зуба при х₁=х₂=0

Коэффициент влияния угла наклона при :

Напряжение местные на переходные поверхности зуба

d₁-делительный диаметр, Т₁=108 Н

Сравнение: местные напряжения на переходные поверхности зуба пригодны т.к. не превышает коэффициент безопасности.

2.3 Компоновка зубчатой передачи

1 Проводим оси валов редуктора: ось вала Б и Т.

2 Откладываем делительные диаметры и геометрические размеры зубчатого венца.

3 Проведём

(m=2 мм)

4 Проводим (диаметр впадин)

5 Определяем внутреннее очертание редуктора.

3. Проектировочный расчёт валов

ПО определению вала, определяем диаметр вала под подшипниками пользуясь условным расчётом на кручения:

— допустимое напряжение на кручение, найденное из данных статистического исследования.

Вал Б быстроходный.

Диаметр вала под подшипником качения (кратное 5)

Диаметр концевой части вала

Вал Т (тихоходный):

Т=420 Нм []=25…27,5 МПа,

Конструкция — вал полый, редуктор насадной (меняем схему компоновки задания)

Диаметр вала насоса

Диаметр тихоходного вала под П.К.:

4. Выбор подшипников качения

Зацепление косозубое ; в нём имеет место осевая сила .

Значит нужен подшипник качения который воспринимает силу.

Выбор типа ПК: радиальный, шариковый, однорядный ПК, который может воспринимать и осевую нагрузку.

Выбор размера ПК: размер определяется серией подшипника.

На опыте проектировании одноступенчатых редукторов, назначим :

Вал быстроходный (Б) — средняя серия

Вал тихоходный (Х) — легкой серией.

Размеры ПК выбирают по диаметру вала.

Результаты выбора заносим в таблицу.

Таблица

4.1 Продолжение компоновки редуктора

1) Изображаем габариты подшипника на чертеже.

2) Устанавливаем вал на подшипник.

3)Формируем схему установки вала для его фиксации в осевом направлении. Применяем схему — схема в распор.

Внутренние кольца подшипника упираем в вал

Наружные кольца упираем в крышку

4) На выходные части валов устанавливаем манжеты (уплотнительные кольца)

Тип 1.

На тихоходном валу ставим по две манжеты с каждой стороны.

5) Формируем конструкцию тихоходного вала.

6)Формируем конструкцию крышек запирающего отверстия под подшипник.

Крышку крепим шестью болтами с резьбой (метрической) М10.

Расстояние от оси болта до диаметра отверстия принимаем диаметр болта. Ширина фланца крышки принимаем двум диаметрам.

7) Оформляем конструкцию концевой части быстроходного вала.

8)Оформляем конструкцию колеса.

т.к. колесо имеет небольшой диаметр (менее 300 мм)

Колесо делаем монолитным, с выточками глубиной 2 — 3 мм, между ступицой и ободом. При установки колеса на вал упираем его в бурт вала.

Бурт фиксирует вал в осевом положении.

Зубчатое колесо снабжаем фасками ()

9)Конструкция корпуса :

Корпус сварной

состоит из двух пластин (щёк)

соединенных между собой листом, приваренному к пластинам.

В верхней части корпуса устраиваем ухо для закрепления.

10) Для установки колеса в корпус предусматриваем в низу корпуса разъём, который закрываем крышкой толщиной 16 мм. Крышку привинчиваем потайными винтами М10, с внутренними шестигранниками. Толщиной крышки определяет размер потайного винта.

5. Шпоночные соединения

5.1 Общие сведения

Будут рассматриваться неподвижные соединения на призматических шпонках.

По исполнению шпонки различают три вида.

Размеры поперечного сечения bxh, bширина шпонки, hвысота.

При стандартизации b назначено больше h.(искл. среза шпонки)

Размеры bxh стандартизованы, выбираем из ГОСТа по диаметру валу (dдиаметр вала в месте установки шпонки)

Размеры паза :

ступица вал

шпоночное соединение.

Шпонка запрессовывается в вал (на концевых участках вала шпонку обычно закладывается с минимальным зазором (натягом)).

Шпонка в ступице устанавливается по посадке с зазором.

5.2 Выбор шпонок

Размеры поперечного сечения пазов выбираем по диаметру вала.

Длина шпонок устанавливается конструктивно и проверяется расчётом.

Вал Б:

шпонка на концевой части вала

Длина шпонки

мм

Вал Т: , В двух местах.

1 шпонка под колесом (передаёт крутящий момент Т₂ с колеса на вал)

d_коп =d₂^*=74 мм.

2. Шпоночный паз в вала.

d₀=45 мм, b= 14 мм, t₂=3,8 мм, t₁=9 мм

5.3 Расчёт шпоночных соединений

Шпонка работает на срез, т.к. bxh выбирают по диаметру то расчёт на срез не производится.

Шпоночное соединение работает на смятие (сжатие на поверхности)

МПа

Аплощадь.

Сила смятия ()

11.35 Н*м

Площадь смятия: площадь высунутой части

l_p — рабочая длина шпонки.

В курсовом проекте расчёту подвергаем шпоночное соединение под колесом

Проверяем условие прочности.

Для шпонки из стали 45 МПа, коэффициент запаса прочности по пределу текучести назначают при односторонней работе, тогда

.

Размеры проставленные на сборочном чертеже.

1. Габаритные размеры,(два размера)

2.Посадочные размеры: под подшипник качения.

внутреннее кольцопосадка с натягом.

наружная посадка

3. Присоединенные размеры и установочные

5.4 Смазка редуктора

Колесо погружается в масло по подшипники.

Колесо вращается и разбрызгивает масло, в результате получается масленый «туман «таким образом смазывается верхняя часть редуктора.

Находим окружную скорость (м/с) :

6. Расчёт ПК на долговечность

6.1 Определение сил действующие на вал

а) сила в зацеплении

Окружная сила :

Радиальная сила: Н

Осевая сила Н

б) силы от соединительных муфт.

Не учитывая, т.к. считая валы строго соостными.

6.2 Определение сил действующие на вал

Рассмотрим быстроходный вал.

а) Расчётная схема вала в двух плоскостях. Плоскость YOX (сила F_t находится в этой плоскости)

б) определяем в реакциях опорах

Плоскость YOX: Н

Плоскость ZOX :

Проверка

Сумма реакций в опорах :

Радиальная нагрузка на ПК :

Осевая сила на ПК :

опора В: F_a=0 Н

опора, А: F_a=F*_a=814,5 Н

6.3 Приведенная нагрузка на подшипник

Опора В:

К_Т— температурная единица 1, т.к. считаем температуру менее 100 С

Опора, А: 3193,2 Н

Найдём коэффициент радиальной Х и осевой Y нагрузки.

а)параметр осевого нагружения

б)опора А.

опора В.

в) Если

иначе x=0,56; y=

Тогда, Р_А=3193,2 Н; Р_В=2356,4 Н.

6.4 Расчёт долговечности ПК

Опора В: =48 055,6 часов

n=n_Б=n_эд=970 об/мин

Опора, А: часов

Вывод о пригодности.

Требуемый ресурс t=35 000 часов.

Опора В: L_n>t, 48 055,6>35 000

Опора, А: L_n<35 000, требуется замена подшипника в процессе эксплуатации

7. Расчёт вала на статическую прочность

Порядок расчёта.

7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

7.2 Механические характеристики материала

835 (выбираем из категории прочности КП 835 НВ 311…375)

Допускаемый коэффициент запаса прочности

=2,1

7.3 Определение напряжений в опасных сечениях вала

Сечение 1 — считаем не опасным.

(т.к.)

Определяем напряжения в сечениях 5 и 3 :

Сечение 5 :

M_U =0, 30 mm

— коэффициент перегрузки.

t₁=4 мм, в=8 мм

мм³

Сечение 3:

=38,5 МПа

7.4 Определение коэффициентов запаса прочности

В сечении 5 :

В сечении 3:

=> 9,8

7.5 Проверка статической прочности

Сечение 5: =7,6 >[n_T]= 2,1

Сечение 3: = 13,01>[n_T]=2,1

7.6 Расчёт вала на выносливость

Проверим необходимость проведения данного расчёта.

1. Материал вала.

Легированная сталь.

2. Отношение :

3. Отношение :

4. Концентратор

Галтель Шпонка

Напряженная посадка

5. Критерий :

Галтель Шпонка

Напряженная посадка

6. Т.К., то расчёт на выносливость не нужен.

Список литературы

1. Детали машин и основы конструирования. Т. П. Миловидова, 2007 СПб.

2. Детали машин. учебник Д. Н. Решетов, 1989 Москва.

3. Конспект Лекций по Деталям машин. Иванов А.Н.