Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, основное назначение. Рассмотрение особенностей проектирования привода ленточного транспортера. Этапы расчета цилиндрической зубчатой передачи.
Крутящий момент: на ведущем валу Т1=Нм, на ведомом валу Т2=26,4Нм, угловые скорости: на ведущем валу на ведомом , передаточное число =5, срок службы редуктора t=8лет, коэффициенты использования привода в течение суток и в течение год: ,частота вращения ведущего колеса n1=1387,5мин-1, частота вращения ведущего колеса n2=277,5 мин1; передача не реверсивная. Для шестерни принимаем по таблице 3.3 [1] сталь 45, улучшенную до твердости НВ 230, для колеса - сталь 45, улучшенную до твердости НВ 200. Базовое число циклов напряжений в зубьях колес пары: - для колеса принимаем по таблице 3.2 [1] ; Эквивалентное число циклов перемены напряжений припеременной нагрузке: (2,3) где с - число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым; - частота вращения шестерни (колеса); - время работы передачи при соответствующей ступени нагружения. Уточним значение коэффициента нагрузки: где из таблицы 3.5 [1] для твердости НВ<350 и симметричного расположения колес; из таблицы 3.6 [1] для прямозубой передачи при скорости V< 5 м/с и твердости НВ <350.В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя 471ВЧУ3 мощностью 0,75 КВТ, двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора, имеющего горизонтальное расположение ведущего вала-зубчатой передачи и параллельно расположенной на промежуточном и ведомом вале червячной передачи.
Введение
редуктор механизм червячный передача
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 вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы. Выполнение курсового проекта способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Детали машин и основы конструирования».
Работа позволяет получить следующие навыки: применения на практике приемов расчета и конструирования;
оставления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;
обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;
работы со специальной технической литературой;
анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.
Кинематический расчет привода
Таблица. Исходные данные к расчету: Ft , окружное усилие на тяговой звездочке 6 КН
V, окружная скорость 0,1м/с t, шаг цепи 80 мм z, число зубьев звездочки 12
Определим общий КПД привода
(1.1) где - КПД зубчатой цилиндрической передачи; - КПД червячной передачи; - КПД цепной передачи; - КПД пары подшипников.
По расчетным данным примем электродвигатель серии 471В4УЗ.
Nдв=0,75КВТ, nc=1500мин-1, S=7,5%.
Определим требуемое общее передаточное число привода
, (1.4) где - асинхронная частота вращения ротора электродвигателя, определяется с учетом скольжения ротора; - частота вращения выходного вала привода.
Асинхронная частота вращения ротора электродвигателя определяется из выражения: , (1.5) где - синхронная частота вращения.
Для указанного выше электродвигателя типа 471В4УЗ S=7.5 %
Тогда .
Находим из выражения: . (1.6)
Тогда =222.
Выполним разбивку общего передаточного числа по ступеням привода
, (1.7) где - передаточное зубчатой цилиндрической число передачи; - передаточное число червячной передачи. Принимаем следующие значения передаточных чисел: для зубчатой цилиндрической передачи =5, для червячной передачи =45. Определим фактическое передаточное число привода: .
Найдем отклонение общего передаточного числа: (1.7)
Как видим, отклонение фактического передаточного числа привода от требуемого передаточного числа является допустимым.
Определим частоты вращения, угловые скорости и крутящие моменты на всех валах привода
На первом (ведущем валу)
, где - в Ваттах
На втором валу
На третьем валу(выходной)
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Рассчитаем цилиндрическую прямозубую передачу (рис.1). Крутящий момент: на ведущем валу Т1=Нм, на ведомом валу Т2=26,4Нм, угловые скорости: на ведущем валу на ведомом , передаточное число =5, срок службы редуктора t=8лет, коэффициенты использования привода в течение суток и в течение год: ,частота вращения ведущего колеса n1=1387,5мин-1, частота вращения ведущего колеса n2=277,5 мин1; передача не реверсивная.
, n2
Рисунок 1-Схема цилиндрической прямозубой передачи
, n1
1. Выбор материалов
Для шестерни принимаем по таблице 3.3 [1] сталь 45, улучшенную до твердости НВ 230, для колеса - сталь 45, улучшенную до твердости НВ 200.
2. Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для улучшенной стали со средней твердостью рабочих поверхностей зубьев (НВ? 350) определяем по таблице 3.2 [1]: - для шестерни ; (2,1)
- для колеса .
3. Базовое число циклов напряжений в зубьях колес пары: - для колеса принимаем по таблице 3.2 [1] ;
- для зубьев шестерни рассчитываем: . (2,2)
Эквивалентное число циклов перемены напряжений припеременной нагрузке:
(2,3) где с - число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым; - частота вращения шестерни (колеса); - время работы передачи при соответствующей ступени нагружения.
, (2.4) где 365 - число дней в календарном году; 24 - число часов в сутках; - срок службы привода; - коэффициенты использования привода в течение суток и в течение года.
Рассчитаем эквивалентное число циклов нагружений шестерни: NHE1=60*1*1387,5*22776=1,89*107>NHO, NHE2=60*1*277,5*22776=3,79*106>NHO
Поскольку принимаем коэффициент долговечности для шестерни . Для стали с поверхностным упрочнением принимаем [1, С. 33].
4. Допускаемые контактные напряжения: МПА; (2.5)
МПА.
5. Из рекомендуемого ряда значений принимаем в соответствии со стандартом .
Определим коэффициент ширины венца по диаметру: .
6. Предварительно из таблицы 3.1 [1] принимаем значение коэффициента нагрузки .
Из условия контактной выносливости зубьев определим межосевое расстояние. Допускаемые контактные напряжения примем для колеса, так как они меньше.
, (2.6)
, Принимаем по стандарту [2, С. 20].
7. Определим модуль зацепления: (2.7) принимаем по стандарту m = 1.75 мм. [2, С. 21].
8. Число зубьев колес и фактическое передаточное число
Суммарное число зубьев шестерни и колеса: =2·80/1.75=91; (2.8)
При такой величине скорости принимаем для передачи 8-ю степень точности из таблицы 3.4 [1].
11. Уточним значение коэффициента нагрузки:
где из таблицы 3.5 [1] для твердости НВ<350 и симметричного расположения колес; из таблицы 3.6 [1] для прямозубой передачи при скорости V< 5 м/с и твердости НВ < 350.
12. Величина расчетных контактных напряжений: (2.19)
, что допустимо. (2.20)
13. Предел выносливости при от нулевом цикле изгиба и коэффициент безопасности (табл. 3.9 [1]): HB; .
Для штампованных заготовок
14. Допускаемые напряжения изгиба: для шестерни ;. (2.21) для колеса
16. Установим колесо пары, для которого будет продолжен расчет.
Коэффициенты формы зубьев, выполненных без смещения (Х=0), [1, с. 42]. при при z2=73;
=57,9 МПА; . (2.23)
57,6 МПА. следовательно, зубья колеса менее прочны, расчет производим для него.
19. Проверка зубьев колеса на выносливость при изгибе: (2.24)
Расчет червячной передачи
Рассчитаем червячную передачу (рис. 2), мощность на валу червяка угловые скорости: червяка колеса ; крутящий момент на валу червяка Т2=26,4Нм; крутящий момент на валу червячного колеса Т3=999,7 Нм, передача не реверсивная.
Рисунок.2-Схема червячной передачи
1 Передаточное число передачи , что соответствует стандартному значению
2. Число зубьев колеса: (3.1) где - число заходов червяка при u = 48, .
3. Назначаем материал червяка - сталь 40 ХН улучшенную до HRC 50; для венца колеса по таблице 4.8 [1] принимаем безоловянную бронзу БРА9ЖЗЛ (отливка в песок), для ступицы - чугун СЧ 15. Предварительно примем 7-ю степень точности. Рабочие поверхности витков червяка шлифованные.
4. Допускаемые напряжения.
Принимаем предварительно скорость скольжения в зацеплении VS=6м/с, из таблицы 4.9 [1] находим допускаемое контактное напряжение
5. Коэффициент нагрузки: (3.2)
Возьмем из таблицы 4.7 [1]
Коэффициент диаметра червяка примем q = 10. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:
(3.3)
6. Осевой модуль зацепления: (3.4) принимаем по ГОСТ 2144-76 m = 5 мм, q =8, а?=260мм.
Уточним межосевое расстояние: . (3.5)
7. Делительный диаметр червяка: (3.6)
Делительный угол подъема витков червяка: (3.7)
8. Окружная скорость червяка: (3.8)
Скорость скольжения в зацеплении: (3.9)
Коэффициент нагрузки при скорости скольжения по таблице 4.7 [1] К = 1.
9. Проверим расчетное контактное напряжение:
Превышение фактического значения над допустимым: (3.11)
10. Геометрические параметры передачи для червяка: Диаметр вершин витков червяка: (3.12)
Диаметр впадин червяка: (3.13)
11. Длина нарезанной части червяка: при (3.14) добавляя к расчетному значению примерно 30 мм, принимаем =113 мм.
Для колеса: (3.15)
Диаметр вершин зубьев червячного колеса:
(3.16)
Диаметр впадин зубьев червячного колеса: (3.17)
Ширина венца колеса: при , (3.18) принимаем b2=34мм
12. При нереверсивной работе коэффициент долговечности из таблицы 4.8 [1] , тогда допускаемое напряжение изгиба;
(3.19)
- из таблицы 4.8 [1]
Эквивалентное число зубьев червячного колеса: (3.20)
Из таблицы 4.5 [1] коэффициент формы зуба
Определим напряжение изгиба:
Предварительный расчет и проектирование и валов. Ведущий вал-червяк
Крутящий момент Т1=5,5 Нм.
Диаметр входного конца ведущего вала
(4,1) где - допускаемое напряжение на кручение, для червяка =18 МПА d1 .
Находим диаметры каждого участка вала: d2=11,5 3,5=15мм;d3=15 5=20мм;d4=20 5=25мм;d5=35мм; (4,2) d6=d3=20мм.
Находим длину каждого участка вала: l1=1,5*d1=1,5*11,5=17.25мм, принимаем l1=18мм; (4,3) l2=1,5*d2=1,5*15=22.5мм;l3=15мм;l4=5мм;l5=25мм;l6=l3=15мм.
Ведомый вал
Крутящий момент Т2=26,4Нм.
Наименьший диаметр вала
= = 19,5мм. (4,4) где - допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 =15-20 МПА. примем d1=20мм.
Находим диаметры всех участков вала: d2=20 5=25мм;d3=35мм;d4=50мм;d5=35мм;d6=d2=25мм;d7=20мм. (4.5)
Находим длины каждого участка: l1=B2=20мм;l2=17мм;l3=5мм;l4=28мм;l5=5мм;l6=l2=17мм;l7=15мм. (4.6)
Выходной вал
Крутящий момент 999,7Нм.
Диаметр входного конца ведущего вала
= = 65,6мм. (4.7) где - допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 =15-20 МПА. примем d1=70мм;
Находим диаметры на всех участках вала: d2=d1 5=20 5=25мм; d3=85мм;d4=90мм;d5=100мм;d6=85мм. (4.8)
Находим длины на всех участках вала: l1=1,5*d1=1,5*70=105мм; l2=1,5*d2=1,5*75=111,2мм;l3=41мм;
l4=39мм; l5=5мм;l6=41мм.
Уточненный расчет валов
Ведущий вал-червяк
Материал червяка сталь 45 улучшенная до HRC 50. По таблице 3,3 при диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае d1=11,5мм) среднее значение ?b-800 МПА.
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночной канавки.
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
=0,35 930 (70-120)=275,5 МПА. (5,1)
Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
=0,58 275,5=159,79 МПА. (5,2)
Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
, (5,3) где - момент сопротивления кручению
= мм3. (5.4)
10,4 МПА.
Амплитуда цикла нормальных напряжений
?V= . (5.5)
Изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки
= (5.6)
?V=
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
, (5.7) где - эффективный коэффициент концентрации 1,7 по таблице 8,5 ; - масштабный фактор 0,92 по таблице 8,8 ;
= 0,1; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, осевая нагрузка на вал отсутствует = 0 .
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Материал вала сталь 45 нормализованная; ?b-800 МПА по таблице 3,3 . Сечение Б-Б. Диаметры вала в этих сечениях 20мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночных канавок.
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
=0,43 800=344МПА. (5.10)
Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
=0,58 344=199,52МПА. (5.11)
Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
, (5.12) где - момент сопротивления кручению
= 1427 мм3. (5.13)
9,2 МПА.
Суммарный изгибающий момент сечении В-В
* = (5.14)
Амплитуды цикла нормальных напряжений
?VБ-Б= ; (5.15)
Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям
, (5.16) где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений
1,8 по таблице 8,5 ; - масштабный фактор для нормальных напряжений
=0,92 по таблице 8,8 ; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают = 0.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
, (5.17) где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжении 1,7 по таблице 8,5 - масштабный фактор для касательных напряжений =0,83 по таблице 8,8
Материал вала сталь 45 нормализованная; ?b-730 МПА по таблице 3,3 . Сечение В-В. Диаметры валов в этих сечениях: В-В- 90мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночных канавок.
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
=0,43 730=314МПА. (5.19)
Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
=0,58 314=182МПА. (5.20)
Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
, (5.21) где - момент сопротивления кручению
= , (5.22)
= 134865 мм3.
3,7 МПА.
Суммарный изгибающий момент сечении В-В
=
Амплитуды цикла нормальных напряжений
?VВ-В= ;
Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям
, (5.24) где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений
1,75 по таблице 8,5 ; - масштабный фактор для нормальных напряжений =0,70; по таблице 8,8 ; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают = 0.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
, (5.25) где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжени 1,6 по таблице 8,5 - масштабный фактор для касательных напряжений =0,62; 8,8
На рисунке 3 показана схема к расчету подшипников ведущего вала.
Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ .
В плоскости XZ: .
(6,1)
Ft1 =Fa2= = =349,2Н. (6,2)
Н.
. (6,3)
=-174,6Н.
В плоскости YZ: . (6,4)
(6,5)
Fr1= Fr2=Ft1 tga=0,36 349,2=125,7H.
=174,6Н.
. (6,7)
=62,8Н. (6,8)
Суммарные реакции: (6,9)
(6,10)
Эквивалентная нагрузка на подшипник: , (6,11) где Х, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки; - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,3 из таблицы 9,19 ; - температурный коэффициент -1,15 из таблицы 9,20 . Из таблицы 9,18 Х=1; У=0
.
Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов: (6,12)
Расчетная долговечность подшипника в часах: (6.13) где п1 = 2931 мин-1 частота вращения ведущего вала.
20499,6ч.< t (6,14)
Рисунок 4-схема к расчету подшипников промежуточного вала
Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ .
В плоскости YZ: .
(6,15)
Ft3= = =1320Н. (6,16)
Fr3= = =475,2Н. (6,17)
. (6,18)
(6,19)
В плоскости XZ: . (6,20)
. (6,22)
(6,23)
Суммарные реакции: (6,24)
(6,25)
Эквивалентная нагрузка на подшипник: , (6.26) где Х, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки Х=1; У=0 из таблицы 9,18 ; - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,3 из таблицы 9,19 ; - температурный коэффициент -1,25 из таблицы 9,20 .
Н=2,52КН.
Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов: (6,27)
Расчетная долговечность подшипника в часах: (6.28)
307567ч. t (6.29)
Рис.
На рисунке 7 показана схема к расчету подшипников выходного вала
Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ.
В плоскости XZ: . (6,30)
(6,31)
Ft1 = = =4165Н. (6,32)
. (6,33)
(6,34)
В плоскости YZ: . (6,35)
(6,36)
Fr= = =1499,4Н. (6,37)
. (6,38)
= (6,39)
Суммарные реакции: (6,40)
(6,41)
Эквивалентная нагрузка на подшипник: (6,42) где - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,4 из таблицы 9,19 ; - температурный коэффициент -1,25 из таблицы 9,20 .
Н.
Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов: (6,43)
Расчетная долговечность подшипника в часах:
(6.44) t.
Тепловой расчет редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А 0,73м2. Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе
(7.1) где - температура масла ОС; - температура окружающей среды
=20 ОС; подводимая мошьность.
Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи =17Вт/(м2 ОС).
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечения шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТУ 23360-78 таблица 8.9 . Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности по формуле: , (8,1)
где d - диаметр вала в месте установки шпонки; - рабочая длина шпонки.
Ведущий вал: d=11,5мм; b h=4 мм; t1=2,5мм;
длинна шпонки l=8мм
Так как > , принимаем 2 шпонки расположенные через 1800
Промежуточный вал состоит из двух шпонок под червячным и под зубчатым колесом -одинаково нагруженных. Проверяем шпонку под червячным и зубчатым колесом: d=20мм; b h=6 мм; t1=3,5мм;
длинна шпонки l=16мм.
Так как > , принимаем две шпонки расположенные через 1800.
Выходной вал: d=90мм; b h=25 мм; t1=9мм; длинна шпонки l=70мм.
Так как > , принимаем две шпонки расположенные через 1800.
Смазка редуктора
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По таблице 10.9 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях =150МПА, скорости скольжения рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 22 м2/с по таблице 10.8 . По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И-20А. Объем масла принимаем из расчета 0,7 литра масла на 1 КВТ передаваемой мощности, получаем 5,2 литра.
Для контроля уровня масла применяем фонарный масло указатель.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазе удерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Вывод
В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя 471ВЧУ3 мощностью 0,75 КВТ, двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора, имеющего горизонтальное расположение ведущего вала-зубчатой передачи и параллельно расположенной на промежуточном и ведомом вале червячной передачи. Валы установлены на шариковых однорядных подшипниках, радиально-конических однорядных подшипниках.
В процессе проектирования были решены следующие задачи: сконструированы валы, зубчатые колеса, определены контактные напряжения и напряжения изгиба, выбраны подшипники и произведен их расчет на долговечность, проверены на прочность шпоночные соединения, выбраны посадки для соединения деталей, произведен уточненный расчет валов, тепловой расчет, выбор сорта масла.
