Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач

привод электродвигатель зубчатая передача редуктор

Введение

Задание и исходные данные на курсовой проект Выбор электродвигателя Силовой расчет привода Расчет зубчатых передач Проверочный расчет Компоновка цилиндрической зубчатой передачи Расчет валов Расчет подшипников качения Расчет штифтового предохранительного устройства комбинированной муфты Литература

Привод — устройство приводящие в движение машину или механизм с преобразованием подводной энергии.

Приводы бывают механические, электрические, комбинированные, кинематические.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные, шевронные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.) относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, и т. д.)

Проектирование — это разработка общей конструкции изделья.

Конструирование — это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект — это техническая документация, полученная в результате проектирования и конструирования.

Задание и исходные данные на курсовой проект

Схема привода

1. Электродвигатель

2. Передача клиноремённая

3. Редуктор горизонтальный шевронный

4. Муфта комбинированная

5. Барабан приводной с опорами

Исходные данные

F_t = 1650 H

V = 2,05 м/c

D_бар = 0,275 м

t = 6,5 час

T'/T = 0,60

Суточный график нагрузки Срок работы 5 лет

Выбор электродвигателя

Определение частоты вращения барабана конвейер n_б:

n_б = 60V/рD_б = 60 2,05/3,14 0,275 = 142,4 об/мин.

Определение мощности на барабане конвейера N_б:

N_б = Fe V/ 1000 = 1,65 10³ 2,05 / 1000 = 3,4 кВт.

Определение мощности на валу электродвигателя N₁:

N₁ = N_б /з_общ,

где: з_общ — общий КПД привода от барабана конвейера до электродвигателя.

з_общ = з_рп? з_ш? з_м? з_п? з_п³ = 0,95 • 0,98 • 0,99 • 0,99³ = 0,89

где: з_рп — КПД ремённой передачи;

з_ш — КПД шевронной передачи;

з_м — КПД муфты;

з_п — КПД пары подшипников качения.

N₁ = N₁ = N_б /з_общ = 3,4/0,89 = 3,82 кВт.

Выбираем электродвигатель N = 4 кВт >3,82 кВт.

100S2: N_дв1 = 4 кВт, n_дв = 2880 об/мин;

100L4: N_дв2 =4 кВт, n_дв = 1430 об/мин;

100MB6: N_дв3 =4 кВт, n_дв = 950 об/мин;

132S8: N_дв4 =4 кВт, n_дв = 720 об/мин;

Подбираем передаточные числа:

U_пр = n_дв /n_б = 2880/142,4 = 20,2

U_пр = U_рем • U_ред

U_рем = U_пр / U_ред = 20,2/5 = 4,04

U_пр — передаточное число привода конвейера;

U_рем — передаточное число клиноременной передачи;

U_ред — передаточное число шевронного редуктора.

Силовой расчёт привода

Определение частоты вращения валов:

n₁ = 2880 об/мин;

n₂ = n₁/U_рем = 2880/4,04 = 713 об/мин;

n₃ = n₂/U_ред = 713/5 = 142,6 об/мин;

n₄ = n₃ = 142,6 об/мин.

Определение мощности на валах:

N₁ = 3,82 кВт ;

N₂ = N₁ • з_рп = 3,82 • 0,95 = 3,63 кВт;

N₃ = N₂ • з_ш • з_п² = 3,63 • 0,98 • 0,99² = 3,49 кВт;

N₄ = N₃ • з_м • з_п = 3,49 • 0,99 • 0,99 = 3,42 кВт.

Определение крутящих моментов на валах:

М₁ = 9550 N₁/n₁ = 9550 3,82/2880 = 12,7 Н•м;

М₂ = 9550 N₂/n₂ = 9550 3,63/713 = 48,6 Н•м;

М₃ = 9550 N₃/n₃ = 9550 3,49/142,6 = 233,7 Н•м;

М₄ = 9550 N₄/n₄ = 9550 3,42/142,6 = 229 Н•м.

Таблица 1.1

Расчёт зубчатых передач

Выбор материала зубчатой передачи В качестве материала для колеса используем сталь марки 50 (НВmin — HB_max= 179 — 228, ув= 640 МПа, ут= 350МПа) В качестве материала для шестерни используем сталь марки 40х (НВmin — HB_max = 200 — 230, ув= 700 МПа, ут= 400МПа) Определяем допускаемые контактные напряжения

— эквивалентное время работы привода в сутки

t = 6,5 час

t' = 12−6,5= 5,5 час

m = 6

Te — эквивалентное время работы привода в течение всего срока службы

Te = tэкв.*g*L= 7.9*260*5= 10 270 час

g = 260 число машиносмен в году

L = 5 лет — срок службы

Определение эквивалентного числа циклов у шестерни:

у колеса:

N_OH— базовое число циклов нагружения: N_OH = 10⁷

Так как N_E1 = 44*10⁷>10⁷ и N_E2 = 8,8*10⁷ > 10⁷, то, следовательно, у шестерни и колеса режим нагружения постоянный, работа длительная.

Соответствующее постоянному режиму допускаемое контактное напряжение равно:

где: предел контактной выносливости уон = 2НВср+70

уон1 = 2*215+70 = 500 МПа уон 2= 2*203,5+70 = 477 МПа где: средняя твёрдость шестерни из Ст40Х равна:

средняя твёрдость колеса из Ст50

равна:

Zr = 1

nбез = 1,2

Расчет допускаемого контактного напряжения Определение допускаемых напряжений изгиба зубчатых передач где: m = 6

Эквивалентное время работы привода в течение срока службы

Teи = tэкв.и.*g*L= 6,757*260*5= 8784,1 час

Эквивалентное число циклов нагрузки шестерни и колеса Полученные значения сравниваются с базовым числом циклов N_OИ = 4,10 *10⁶:

у шестерни: N_Еи1 = 37,6 *10⁷>4,10*10⁶ ;

у колес: N_Еи2 = 7,5*10⁷ >4,10*10⁶

Следовательно, режим нагружения шестерни и колеса постоянный, работа длительная. Соответствующая постоянному режиму допускаемое напряжение изгиба равно:

где: у_ОИ — предел изгибной прочности:

уои = 1,8НВ для шестерни:

уои1 = 1,8*215 = 387 МПа для колеса:

уои2 = 1,8*203,5 = 366 МПа

Yr = 1: Ym = 1: Yy = 1,2: n3 = 1,5

для шестерни:

для колеса:

Проектный расчёт закрытой цилиндрической передачи Определение межосевого расстояния За исходные величины принимаем:

крутящий момент: М₃ = 233,7 Hм на 3 валу.

Передаточное число зубчатой передачи U = 5.

Расчётное допускаемое контактное напряжение [у]_Нр = 407 МПа Коэффициент относительной ширины колеса: ш_а = 0,5

Коэффициент нагрузки принимаем: К = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: К_бн = 1,02.

Определение ширины зубчатого колеса

— ширина колеса

— ширина шестерни Определение модуля зубчатого колеса Определение числа зубьев шестерни и колеса

— суммарное число зубьев шевронной передачи

— число зубьев шестерни

— число зубьев колеса Уточнение передаточного числа

3,2% в допуске ±5%

Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач Делительный диаметр шестерни Делительный диаметр колеса Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса Межосевое расстояние

Проверочный расчёт

: U' = 5,16: K = 1,2: Kxн = 1,02: М3= 233,7: В2 = 62,5

430>407

— 5% в допуске ±5%

Расчёт зубьев цилиндрических зубчатых колес на изгибную прочность К = 1,2

YF = ZV = 3,6

B2 = 62,5

mnc = 2 мм

Yв — коэффициент учитывающий наклон зубьев

Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора

Шестерня: Колесо:

ширина — ширина ;

глубина — глубина ;

Торец обода ;

Торец ступицы ;

d = 50…80 мм

f1 = 2,0 мм В_ст2 — длинна ступицы колеса В_ст2 = B₂ + б₁ = 62,5 + 32 = 94,5 мм Выбор диаметра и длинны ступицы вала-шестерни

d₃ — Выходной конец

d₃ = 140³vN₂/n₂= 104³v3,63/713 = 24,1 = 25 мм где N₂ — мощность на валу

n₂ — частота вращения вала

l₃ — длина выходного конца

l₃ = 1,5*d₃ = 1,5*25 = 37,5 =40 мм

d₄ — диаметр ступицы на которой располагается шарикоподшипник

d₄ = 30 мм Выбираем шарикоподшипник серии № 306 с параметрами:

d = 30 мм D = 72 мм В = 19 мм С = 28,1 кН Манжетное уплотнение:

D — диаметр манжета, D = 52 мм

h — ширина манжета, h = 10 мм

l₄— длинна ступицы на которой располагается шарикоподшипник

l₄ = bфл+5мм = 40+5 = 45 мм

d₅ -ступень необходимая для упора вала-шестерни в подшипник

d₅ = 35 мм

l₅ = Д = 10 мм; Д1 = 30 мм

d₄' - диаметр ступицы на которой располагается подшипник, все расчеты идентичны расчетам d₄.

А — ширина внутренней плоскости редуктора.

А = В₁+2*Д+б = 67,5+30+2*10= 117,5 мм где В₁ — ширина шестерни

Д — зазор зубьев б — ширина канавки, она равна 30 мм Выбор диаметра и длины ступеней вала колеса.

d₆ — диаметр вала колеса

l₆ — длинна ступени d₆ она должна быть не менее 1,5 d₆.

l₆ = 1,5*d₆ = 1,5*67,5 = 68 мм Последующие диаметры ступеней выбираются ближайшими в большую сторону по стандартному ряду.

d₇ = 50 мм d₈ = 60 мм d₉ = 70 мм

l₈ — длина ступени зависит от вида зубчатой передачи

l₈ = B₂+б₁-f₁ = 62,5+32−1,5 = 93 мм

l₇ — длина ступени зависит от подшипника которой будет напрессовываться на нее. Выбираем подшипник серии № 310 с параметрами:

d = 50 мм D = 110 мм В_п = 27 мм С = 61,8кН, а и b — размеры необходимые для расчета прочности тихоходного вала.

а = b = А+В_п/2 = 117,5+27/2 = 72 мм длинна между опорами l_ш = а + b = 72+72 = 144 мм

Расчет валов

Силы, действующие в зацеплении цилиндрических зубчатых передачах

P — окружное усилие, Т — радиальное усилие, А — осевое усилие Проверочный расчет (изгиб и кручение) Определение опорных реакций на тихоходном валу, а = b = 72 мм

l_ш =144мм Реакции опор в горизонтальной плоскости

Реакция опор в вертикальной плоскости

Сумма реакций Определение действующих на валах изгибающих моментов Ми

Эпюра моментов в горизонтальной плоскости.

Опасное сечение в точке С.

Эпюра моментов в вертикальной плоскости Суммарный изгибающий момент.

Крутящий момент, действующий в опасном сечении равен М₃ = 233,7Нм

Определение напряжений в опасном сечении валов М_Ис = 86,9Нм

Wc — момент сопротивления в сечении С вала с учетом шпонок

d₈ — диаметр вала равен 0,06 м

b — ширина шпонки равна 18 мм, 0,018 м

h — высота шпонки равна 0,011 м

t₁ — глубина паза на валу равна 0,007 м Напряжение сжатия в шевронной передачи отсутствует так как 2 осевые силы равны по величине и направлены в противоположные стороны.

Суммарное напряжение Напряжение кручения.

Эквивалентное напряжение где

Проверочный расчет валов на усталостную выносливость Запас усталостной прочности.

где — запас усталостной прочности на изгиб

— запас усталостной прочности при кручении.

Расчет подшипников качения

Расчет подшипников качения на долговечность где Lhресурс подшипника в часах

Lзад. — заданный срок службы

tсм — время рабочей смены 8ч

g — число машиносмен в году 260

Т — срок службы привода 5 лет С — динамическая грузоподъемность подшипника, а — коэффициент для шарикоподшипников равен 3

n — частота вращения подшипника об/мин

Q — предельная динамическая нагрузка на подшипник Н

при

при

Для радиальных роликовых подшипников:

K_k = 1 n₃ = 142,6об/мин

K_у = 1,2 R_B = 1207H

К_т = 1 R_D= 1207H

d₇ = 50 мм Выбран шарикоподшипник № 310, где d = 50 мм, D = 110 мм, Bп = 27 мм,

С = 61 800Н, С_о = 36 000Н Схема нагружения подшипников Из двух подшипников на валу расчету подвергается тот, который нагружен больше.

Определяем ресурс подшипника в часах.

Расчет штифтового предохранительного устройства комбинированной муфты

Мп_ред. — предельный крутящий момент при срабатывании предохранительного штифта М_пред. = 1,5*М3 = 2*233,7 = 467,4 Нм

М_пред. = 500 Нм

d_ш — диаметр штифтов при действии предельного крутящего момента

K_н — коэффициент нагрузки равен 1 при Z = 1

— допускаемое напряжение при срезе

D — диаметр разнесения места положения штифта

D = 140 мм

1. Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач: Учебно-методическое пособие. Бандаков Б. Ф. -М.: МГИУ, 2006. -148с.

2. Детали машин: Учебный справочник к выполнению курсового проекта. Ковчегин Д. А., Петракова Е. А. — М.: МГИУ, 2007. -128с.

3. Детали машин и основы конструирования часть 3: Учебное пособие. Клоков В. Г., 2008.