Расчет двухступенчатого редуктора

Задание

Спроектировать привод конвейера

Привод подвесного ленточного конвейера, который необходимо спроектировать, включает в себя:

1) электродвигатель асинхронный короткозамкнутый трёхфазный;

2) двухступенчатый редуктор. Двигатель для привода выбирается из стандартных по требуемой мощности и частоте вращения вала.

Передаваемый им момент через муфту передаётся редуктору, в котором он увеличивается за счёт уменьшения угловой скорости, а затем через вторую муфту на приводной барабан конвейера.

Основные задачи, которые необходимо решить в ходе работы относятся в основном к редуктору, это разработка привода удовлетворяющего всем техническим требованиям, предъявляемым к нему. Редуктор должен быть собран из стандартных деталей и его размеры необходимо выбирать из уже имеющихся, чтобы в процессе эксплуатации их можно быстро и легко заменить. Для этого из нескольких вариантов редукторов и двигателей необходимо выбрать наиболее оптимальный с точки зрения предъявляемых к нему требований.

Определение требуемой мощности двигателя

Определяем искомую мощность Р, Вт Р= ,

Где F — тяговое усилие на звездочке,

v — скорость ленты, з — КПД привода зобщ=з1+ з2+ з3+ з4

з1 — зубчатая передача;

з2 — КПД муфты;

з3 — ременная передача;

з4 — КПД подшипников.

з общ= 0,99Ч0,993Ч0,972Ч0,96= 0,88

Мощность P= = 2,21 кВт Принимаем мощность двигателя 2,20 кВт Общее передаточное число двухступенчатого редуктора:

U= U1+U2+U3

Пусть U= 3Ч4Ч5= 60

Определяем частоту вращения двигателя:

n1дв=nрмU',

где nрм — частота вращения рабочего органа машины.

Для цепных конвейеров:

nрм= ,

V — скорость конвейера, м/с;

z — число зубьев ведущей звездочки;

p — шаг тяговой цепи, мм.

nрм= =18 мин-1

n1дв= 18Ч60 = 1080 мин-1

Принимаем частоту вращения двигателя — 1000 мин-1

Фактическое передаточное число определяем по ГОСТ.

U = = = 55.55

U = 2Ч5,6Ч5 = 56

Погрешность ?U = Ч100% = -0.81%

Принимаем окончательные передаточные числа:

U1 = 2, U2 = 5,6, U3 = 5

Определение силовых и кинематических параметров двигателя

Частота вращения двигателя, мин-1:

Двигатель n1= nдв = 1000 мин-1

Быстроходный вал: n2 = = = 500 мин-1

Промежуточный вал: n3 = 89,28 мин-1

Выходной вал: n4 = 17,85 мин-1

Угловая скорость щ, с-1

Двигатель: щ1 = = 104,6 с-1

Быстроходный вал: щ2 = = = 52,3 с-1

Промежуточный вал: щ3 = = 9,33 с-1

Выходной вал: щ4 = = 1,86 с-1

Вращающий момент Т, Нм Двигатель: Т1 = = 21,03 Нм Быстроходный вал: Т2 = Т1 Ч U1 = 21,03 Ч 2 = 42,06 Нм Промежуточный вал: Т3 = T2 Ч U2 = 42,06 Ч 5,6 = 235,5 Нм Выходной вал: Т4 = T3 Ч U3 = 235,5 Ч 5 = 1177,6 Нм Термообработка Выбираем материал зубчатых колес и валов — сталь 45

Выбираем термообработку — улучшение.

Твердость зубчатых колес d2 и d4 принимаем 250 НВ Твердость шестерен d1 и d3 — НВ2,4 + 10 = 260 НВ Контактные напряжения:

уНlimB1,3 = 2HB1,3 + 70 = 570 МПа уНlimB2,4 = 2НВ2,4 + 70 = 590 МПа Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости для шестерни:

уН = = = 536,36 МПа Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости для колеса:

уН = = = 518,38 МПа, где

Khl — коэффициент долговечности;

Sn — коэффициент безопасности.

Принимаем уН = 518 МПа Допускаемые напряжения на изгиб зубьев:

уF1,3 = = = 267,4 МПа

уF2,4 = = 257,1 МПа Принимаем уF = 257 МПа Расчет ступеней редуктора.

Рассчитываем тихоходную ступень.

Межосевое расстояние определяем по формуле:

а? Ка Ч (и + 1) Ч, где:

Ка — вспомогательный коэффициент;

u — передаточное число ступени;

Khв — коэффициент неравномерности нагрузки;

Т — крутящий момент;

шba — коэффициент ширины венца колеса, а = 495 Ч (5 + 1) Ч = 284, 29 мм Принимаем межосевое расстояние aт по ГОСТ = 315 мм Ширина колеса b4 = aт Ч шba = 315 Ч 0,2 = 63 мм Ширина шестерни принимается на 2 — 4 мм больше ширины колеса: b3 = 65 мм Модуль определяется:

m = (0,01 … 0,02) a = 2,8 … 5,6

m = 3,5

z3 = = 30

z4 = z3 Ч u = 150

Уточняем фактическое межосевое расстояние:

aщ = = = 315 мм Принимаем z3 = 30, z4 = 150

Высота зуба h = 2,25m = 2,25 Ч 3,5 = 7,875 мм Высота головки зуба h` = m = 3,5 мм Высота ножки зуба h`` = 1,25m = 4,375 мм Делительный диаметр d3 = mz3 = 3,5 Ч 30 = 105 мм Делительный диаметр d4 = mz4 = 3,5 Ч 150 = 525 мм Диаметр вершин зубьев da3 = d3 + 2m = 105 + 7 = 112 мм Диаметр вершин зубьев da4 = d4 + 2m = 525 + 7 = 532 мм Диаметр впадин зуб. колес:

df3 = d3 — 2,5m = 105 — 8,75 = 96,25 мм

df4 = d4 — 2,5m = 525 — 8,75 = 516,25 мм Рассчитываем быстроходную ступень.

Межосевое расстояние определяем по формуле:

а? Ка Ч (и + 1) Ч

а = 495 Ч (5,6 + 1) Ч = 177,3 мм Принимаем aб = 180 мм Ширина колеса b2 = aб Ч шba = 180 Ч 0,2 = 36 мм Ширина шестерни b1 = 38 мм Модуль mб = (0,01 … 0,02)a = 1,8 … 3,6 = 2,5

Число зубьев z1 = = 21,8

z2 = 21,81 Ч 5,6 = 122,1

Уточняем фактическое межосевое расстояние:

aщ = = = 179,8 мм Принимаем z1 = 22 мм, z2 = 122 мм Высота зуба h = 2,25m = 2,25 Ч 2,5 = 5,625 мм Высота головки зуба h` = m = 2,5 мм Высота ножки зуба h`` = 1,25m = 1,25 Ч 2,5 = 3,125 мм Делительный диаметр d1 = mz1 = 22 Ч 2,5 = 55 мм Делительный диаметр d2 = mz2 = 2,5 Ч 122 = 305 мм Диаметр вершин зубьев da1 = d1 + 2m = 55 + 5 = 60 мм Диаметр вершин зубьев da2 = d2 + 2m = 305 + 5 = 310 мм Диаметр впадин зуб. колес:

df1 = d1 — 2,5m = 55 — 6,25 = 48,75 мм

df2 = d2 — 2,5m = 305 — 6,25 = 298,75 мм двигатель шестерня подшипник шпоночный соединение

Расчет валов

Диаметр выходного конца ведущего вала под подшипник: d? , где:

Т — крутящий момент, Н Ч мм

[]кр — допускаемое напряжение на кручение d4 = = 61,75 мм

d3 = = 37,2 мм

d2 = = 20,33 мм Диаметр вала под зубчатое колесо:

d4 = = = 66,52 мм

d3 = = 40,09 мм

d2 = = 21,90 мм На быстроходном валу шестерня изготавливается вместе с валом.

Принимаем, что диаметр выходного конца ведущего вала под подшипник будет равен:

d4 = 60 мм, d3 = 35 мм, d2 = 20 мм Принимаем, что диаметр вала под зубчатое колесо будет равен:

d4 = 68 мм, d3 = 42 мм, d2 = 25 мм

Шпоночные соединения

Длина шпонки должна быть меньше длины ступицы на 2…10 мм Выбираем стандартную стальную призматическую шпонку Расчет на смятие усм =? [у]см, где:

l — рабочая длина шпонки,

t — глубина врезания в паз вала,

[у]см — допускаемое напряжение смятия, 110 … 140 МПа усм4 = = 141,6 МПа Увеличиваем ступицу колеса до 72 мм. Тогда:

усм4 = = 133,5 МПа На промежуточном валу сила смятия:

усм3 = = 71,81 МПа — колесо

усм2 = = 20,49 МПа — шестерня

Выбор подшипников

В редукторе принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные:

312 — для тихоходного вала, с d = 60 мм, D = 130 мм, B = 31 мм

207 — для промежуточного вала, с d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм

204 — для быстроходного вала, с d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазывание производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кBт передаваемой мощности

V = 0,25×3,417 = 0,85дмЗ По таблице устанавливаем вязкость масла. Рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 22×10−6 м2/с.

По таблице принимаем масло индустриальное И-20А.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УT-l, периодически наполняем его шприцем через пресс — масленку.

Заключение

При расчете редуктора важную роль играют правильный выбор комплектующих, их максимальная надежность и долговечность, минимальная цена. Наиболее важной задачей при разработке привода, было обеспечение нормальной работы в течение заданного срока службы.

Библиографический список

1. С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Д. В. Чернилевский Курсовое проектирование деталей машин. — М: Машиностроение, 1995 — 351с.

2. Г. М. Ицкович, В. А. Киселёв, С. А. Чернавский Курсовое проектирование деталей машин. — М: Машиностроение, 1965 — 395с.

3. С. А. Чернавский, К. М. Боков, И. М. Чернин, Г. М. Ицкович, В. П. Козинцов, Курсовое проектирование деталей машин. — М: Машиностроение, 1978 — 416с.

4. А. Е. Шейнблит, Курсовое проектирование деталей машин.- М: Маши-ностроение, 1991 — 432с.

5. Г. Б. Иосилевич Детали машин. — М: Машиностроение, 1988 — 368с.