Проект одноступенчатого цилиндрического редуктора к приводу технологического оборудования

• Задание на проектирование
• Введение
• 1. Выбор приводного двигателя и определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя
• 2. Расчет зубчатой передачи
• 3. Расчет валов
• 4. Расчет ременной передачи
• 5. Конструирование корпуса редуктора
• 6. Выбор подшипников
• 7. Расчет шпоночного соединения
• Заключение
• Литература

Задание на проектирование

Спроектировать привод с цилиндрическим одноступенчатым редуктором

Технические условия:

Мощность на ведомом валу зубчатой передачи: 16,8 кВ

Частота вращения ведомого вала: 220 об/мин

Режим работы: средний равновероятный

Реверсивность: нереверсивный

Срок службы: 12 лет

Продолжительность включения за цикл ПВ: 30%

Коэффициент использования механизма в течение года: 0,5

Коэффициент использования механизма в течение суток: 0,5

Тип зубчатой передачи: шевронная

Кинематическая схема:

1. Электродвигатель

2. Зубчатый редуктор

3. Исполнительный механизм

4. Вал ременной передачи

5. Ведущий вал зубчатой передачи

6. Ведомый вал зубчатой передачи (выходной вал)

Редуктор — механизм, предназначенный для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента.

В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать все элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используют цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

· Компактность

· Возможность передачи больших мощностей

· Постоянство передаточного отношения

· Применение не дефицитных материалов

· Простота в обслуживании Зубчатые передачи бывают трех видов: косозубые, прямозубые и шевронные. В нашем случае используется шевронная передача. Чаще всего редукторы изготавливают с косозубыми передачами из-за их большей нагрузочной способности и быстроходности по сравнению с прямозубыми. Шевронные зубчатые колеса из-за сложности изготовления применяются реже, главным образом для тяжело нагруженных передач и в тех случаях, когда недопустима осевая нагрузка на опоры.

1. Выбор приводного двигателя и определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя

1.1 Требуемая мощность двигателя

Требуемую мощность двигателя вычисляем по формуле:

Где:

— коэффициент полезного действия механической передачи:

Где:

коэффициент полезного действия зубчатой передачи;

коэффициент полезного действия ременной передачи;

коэффициент полезного действия одной пары подшипников качения;

По требуемой мощности выбираем двигатель 4A180S4 с ближайшей большей стандартной мощностью, синхронной частотой вращения и скольжением S = 2%.

1.2 Частота вращения вала двигателя

1.3 Общее передаточное число привода

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2,5

1.5 Передаточное число ременной передачи

1.6 Частоты вращения валов

1.7 Мощности на валах

1.8 Крутящие моменты, передаваемые валами

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок

Диаметр заготовки колеса

Принимаем для колеса и шестерни — сталь 45, термообработку — улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 268…302 HB, = 80 мм, твердость поверхности зуба колеса 235…262 HB, 80 мм. Условия выполняются.

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

Где:

Пределы контактной выносливости

Коэффициенты безопасности

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений

где коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима работы

Суммарное число циклов нагружения

где с = 1;

суммарное время работы передачи

Коэффициенты долговечности

Поскольку примем

Допускаемые контактные напряжения для шевронной передачи:

Условие выполняется

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Где:

Пределы изгибной выносливости зубьев

Коэффициенты безопасности при изгибе

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

где коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы

Коэффициенты долговечности

где показатель степени кривой усталости, ;

базовое число циклов при изгибе

Поскольку примем

2.3 Проектный расчет передачи

2.3.1 Межосевое расстояние

где для шевронных передач; коэффициент ширины зубчатого венца для шевронной передачи; коэффициент контактной нагрузки. Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения:

2.3.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Выберем стандартный модуль мм

Суммарное число зубьев передачи

Полученное значение округлим до ближайшего целого числа и определим делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

При отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5%

Поскольку >17, примем коэффициенты смещения

2.3.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

Округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров;. Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5 мм больше, чем. Примем .

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Делительные окружности

Окружности вершин зубьев

Окружности впадин зубьев

2.3.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

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

2.4 Проверочный расчет передачи

2.4.1 Проверка контактной прочности зубьев

Где:

для шевронных передач

Коэффициент контактной нагрузки

Где:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

где — коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Для определения найдём коэффициент ширина венца по диаметру

По значению определим методом линейной интерполяции

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

Условие выполняется

2.4.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Где:

Коэффициент формы зуба при x=0

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность, для шевронных передач ;

Коэффициент нагрузки при изгибе

Где

Условие выполняется

Напряжение изгиба в зубьях колеса

Условие выполняется

2.5 Силы в зацеплении

Окружная сила

Распорная сила

Осевая сила

шевронный редуктор двигатель привод

3. Расчет валов

Расчёт выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

Примем

Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении:

Примем полученное значение по ГОСТ 6636–69:

Определим диаметр уплотнения:

Определим диаметр подшипников:

Примем подшипник средней серии N 2309, диаметр подшипника

Примем полученное значение по ГОСТ 6636–69:

Диметр вала под колесом:

Наружный диаметр ступицы:

Примем полученное значение по ГОСТ 6636–69:

Определим длину ступицы:

Примем длину ступицы

Определим диаметр подшипников:

Примем подшипник легкой серии N 213, диаметр подшипника мм

3.1 Расчет тихоходного вала

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость

Определим опорные реакции:

Определим изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость

При компенсации смещений на концы валов со стороны муфты действует радиальная сила:

Где:

Делительный диаметр зубчатого зацепления венца

m — модуль

z — число зубьев

Определим опорные реакции

Определим изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент:

Вероятно-опасное сечение 2

Расчет вала в сечении 2

В сечении действуют:

изгибающий момент M = 321,78 Нм

крутящий момент T = 736,415 Нм

осевая сила

Геометрические характеристики сечения:

В сечении 2 имеется шпоночный паз со следующими размерами:

b = 16 мм, h = 10 мм, l = 80 мм

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления

Площадь сечения

Напряжения в рассматриваемом сечении:

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются от нулевого цикла

Пределы выносливости:

где для Ст45:235−261HB

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения:

где = 4,52

Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым обтачиванием с

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, тогда

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

Коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении 2 обеспечена

3.2 Расчет быстроходного вала

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость

Определим опорные реакции:

Определим изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость

Определим опорные реакции

Определим изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент:

Вероятно-опасное сечение 2

Расчет вала в сечении 2

В сечении действуют:

изгибающий момент M = 222,52 Нм

крутящий момент T = 243,397 Нм

осевая сила

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления

Площадь сечения

Напряжения в рассматриваемом сечении:

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются от нулевого цикла

Пределы выносливости:

где для Ст45:179−207HB

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения:

где = 3,215

Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым обтачиванием с

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, тогда

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

Коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении 2 обеспечена

4. Расчет ременной передачи

Мощность на ведущем шкиве

Частота вращения ведущего шкива

Передаточное число ременной передачи

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем клиновой ремень, А нормального сечения. Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива, ширина нейтрального слоя, площадь поперечного сечения одного ремня, А = 138, масса одного погонного метра .

Определение геометрических размеров передачи:

Диаметр ведущего шкива

Принимаем

Диаметр ведомого шкива

Принимаем

Межосевое расстояние и длина ремня:

Предварительное значение межосевого расстояния

Для определения длины ремня используем зависимость

Округляем L до стандартного значения L = 2240 мм.

Принятое значение удовлетворяет ограничениям

Фактическое межосевое расстояние

Где:

Угол обхвата на ведущем шкиве

Скорость ремня

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Допускаемое полезное напряжение

Где:

приведенное полезное напряжение

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

Коэффициент режима работы

где число смен работы передачи в течение суток, коэффициент нагружения при постоянной нагрузке

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

Где

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне

Число ремней

Полученное значение z округлим до ближайшего большего целого числа z = 6, для этого числа ремней

Сила предварительного натяжения одного ремня

Усилия от натяжения ремней, передаваемые на вал

5. Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса

Т.к., принимаем

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем

Диаметр болтов по боковым фланцам

Принимаем

Диаметр болтов по лобовым фланцам

6. Выбор подшипников

6.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Первоначально принят подшипник N 2309: d = 45 мм; D = 100 мм;

B = 25 мм; r = 2,5 мм; С = 72,1 кН; кН

Расстояние между центром опоры и торцом подшипника:

где угол контакта, зависящий от типа подшипника

Расстояние между внешними торцами подшипника

Расстояние от точки приложения усилия со стороны зубчатого венца до опоры

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

Определим опорные реакции:

Вертикальная плоскость

Суммарные опорные реакции

Расчет подшипника на долговечность

Осевые составляющие от нагрузок

Коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника V=1. Коэффициент нагрузки:

Поэтому x = 1, y = 0

Поэтому x = 0,41, y =

Температурный коэффициент

Коэффициент безопасности

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

Эквивалентная долговечность

где коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима нагружения подшипника

6.1 Расчет подшипников тихоходного вала

Первоначально принят подшипник N 213: d = 65 мм; D = 120 мм;

B = 23 мм; r = 2,5 мм; С = 76,5 кН; кН

Расстояние между центром опоры и торцом подшипника:

где угол контакта, зависящий от типа подшипника

Расстояние между внешними торцами подшипника

Расстояние от точки приложения усилия со стороны зубчатого венца до опоры

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

Определим опорные реакции:

Вертикальная плоскость

Суммарные опорные реакции

Расчет подшипника на долговечность

Осевые составляющие от нагрузок

Коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника V=1

Коэффициент нагрузки:

Поэтому x = 0,41, y =

Поэтому x = 1, y =

Температурный коэффициент

Коэффициент безопасности

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

Эквивалентная долговечность

где коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима нагружения подшипника

7. Расчет шпоночного соединения

7.1 Расчет шпонок тихоходного вала

Шпонка служит для передачи крутящего момента от ступицы к валу или наоборот

Шпонка b = 16 мм; h = 10 мм; l = 80 мм;

Крутящий момент на валу T = 736 Нм

Рабочая длина шпонки

Диаметр участка вала d = 55 мм

Глубина шпоночного паза на валу t = 6 мм

Шпонка служит для передачи крутящего момента муфте

Шпонка b = 20 мм; h = 12 мм; l = 100 мм;

Крутящий момент на валу T = 736 Нм

Рабочая длина шпонки

Диаметр участка вала d = 70 мм

Глубина шпоночного паза на валу t = 7,5 мм

7.1 Расчет шпонок быстроходного вала

Шпонка служит для передачи крутящего момента

Шпонка b = 10 мм; h = 8 мм; l = 56 мм;

Крутящий момент на валу T = 244 Нм

Рабочая длина шпонки

Диаметр участка вала d = 35 мм

Глубина шпоночного паза на валу t = 5 мм

Заключение

Спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронной передачей.

Валы и подшипники удовлетворяют всем требованиям.

Для смазывания подшипников и внутренней передачи предусматриваем масло И-Г-А-32 ГОСТ 17 479.4−87.

Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от горизонтального положения на угол 5°. При этом необходимо обеспечить уровень масла, достаточный для смазки зацепления.

Проект выполнен в соответствии с заданием.

1. Детали машин и основы конструирования: Учебник / Г. Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2008, 287 с.

2. Расчет деталей машин: Учебное пособие по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика» / Г. Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2007, 222 с.

3. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: Методические указания по курсовому проектированию механических передач/ Г. Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2010, 248с.