Выбор электродвигателя проектируемого редуктора, порядок проведения его кинематического расчета. Определение параметров ременной и зубчатой передачи. Компоновка и расчет подшипников. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор муфт и сорта масла.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора). Коофицент учитывающий число ремнеи в передаче предпологая что число ремнеи в передаче будет от 3 до 6 коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентности числа зубьев .
Введение
электродвигатель редуктор передача шпоночный
Редуктором называется 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. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости вращения ведомого вала и повышение на нем вращающего момента по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: 1. Типу передачи (зубчатые, червячные и зубчато-червячные);
2. Числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);
3. Типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);
4. Относительного расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);
5. Особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.)
Возможность получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.
1.
Выбор электродвигателя
Определим КПД привода.
, где - КПД зубчатой передачи, =0,98.
- КПД пары подшипников, = 0,99;
- КПД ременной передачи, = 0,95;
.
Определим требуемую мощность электродвигателя.
КВТ
Мощность на валу барабана.
КВТ угловая скорость барабана. c-1
Частота вращения барабана мин-1
По ГОСТ 19523-81. По требуемой мощности =3,67 КВТ. Выбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый оборудованный с синхронной частотой вращения 1000 мин-1 112МВ6У3 с параметрами 5.1%.
Номинальная частота вращения.
2. Кинематический расчет
Передаточное отношение.
Намечаем для редуктора =4 тогда для клиноременной передачи
Угловая скорость и число оборотов ведущеговала редуктора
Определим мощности на валах
Определение угловых скоростей
Определение частот вращающихся валов
Определение вращающих моментов
3. Расчет ременной передачи
Исходные данные
Ртр = 3,67 КВТ nдв = 949 мин-1
Up=2,48 = 0,015
1. По нанограмме в зависимости от частоты вращении меньшего шкива n1
(n1=nдв=949мин-1) и передоваемои мощности Р=Ртр=3,67КВТ принемаем сечение А 2. Вращающии момент
3.
Диаметр меньшего шкива
Округляем до ближайшего большего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов.
4. Диаметр большего шкива с учетом относительного скольжения = 0,015.
Принимаем
5. Уточняем предаточное отношение:
Рамсхождение с тем что было получено по первоначальному расчету
6. Межосевое расстояние сдедует принемать в интервале
Где Т0=8 мм принимаем предварительно близкое значение
7. Расчетная длина ремня
Ближайшее значение по стандарту Расчетная длина ремня
8. Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=14мм и увеличения 0,025L=35мм
9. Угол обхвата на малом шкиве
10.
Коофицент режима работы учитывающии условия эксплуатации передачи для привода к ленточнорму конвееру при односменной работы
11. Коофицент учитывающий влияние длины ремня для ремня сечения А L=1400мм
12. Коофицент учитывающии влияние угла обхвата при
13. Коофицент учитывающий число ремнеи в передаче предпологая что число ремнеи в передаче будет от 3 до 6
14. Число ремнеи в передачи
15. Натяжные ветви клинового ремня
Где скорость
Тогда 16. Давление на валы
17. Ширина шкивов Вш
4. Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы по средним механическими характеристиками (табл. 3.3). для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ230 для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ200
Допустимые контактные напряжение где - предел контактной выносливости (табл. 3.2)
= 2НВ 70
- коэффициент долговечности, При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимают = 1,0; =1,10
Для шестерни
Для колеса где - коэффициент нагрузки (табл. 3.1.)
= 1,25
- коэффициент ширины венца принимается по межосевому расстоянию межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Где а передаточное число
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 = 224 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следушеи рекомендации принимаем по ГОСТ 9563-60* =4 мм.
Определяем суммарное число зубьев
Определяем число зубьев шестерни колеса
Основные размеры шестерни и колеса диаметры длительные проверяем
Диаметр вершины зубьев
Ширина колеса
Ширина шестерни мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес и степень точности передачи
Принимаем 8-ю степень прочности для прямозубых колес при скорости до 10 м/с.
Коэффициент нагрузки
, При и НВ<350 и несиметричном расположении колес
(таб.3.5)
При и 8-и степени точности (табл.3.4)
Для прямозубых колес при скорости менее =1,0 (табл. 3.6), = 1,06•1,06•1,0 = 1,1236
Проверяем контактные напряжения
Силы действующие в зацеплении
Окружная
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.
, где - коэффициент нагрузки
, где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения загрузки по длине зубьев
- коэффициент динамичности (табл. 3.8)
- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентности числа зубьев . у шестерни у колеса
Коэффициенты , (см. с.42)
Определим допускаемое напряжение
, где = 1,8 НВ для шестерни = 1,8•230 = 415 Н/мм2 для колеса = 1,8•200 = 360 Н/мм2
Коэффициент безопасности SF=[SF]’[SF]” По табл. 3.9 [SF]’=1,75 для ст.45 улучшенной; коэффициент [SF]”=1 для поковок и штамповок, Следовательно [SF]=1.75
Допускаемые напряжения для шестерни для колеса
Находим отношение для шестерни для колеса
Проверка на изгиб для колеса
Условие прочности выполнено
5. Предварительный расчет валов
Расчет проводим на кручение принимая пониженным допускаемые напряжениям.
Ведущий вал вращающий момент
Диаметр вала: .
Диаметр вала под подшипник: .
Ведомый вал
Допускаемое напряжение на кручение примем МПА
Диаметр вала: .
Диаметр вала под колесо: .
Диаметр вала под подшипник: .
Условное обозначение подшипника d D B
307 35 80 27
305 25 62 17
6.
Компоновка редуктора
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекций - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1: 1.
1. Примерно по середине листа проводим линию равную межосевому расстоянию
= 224 мм.
2. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников.
3. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса a. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса . b. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки c. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенки корпуса ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
4. Предварительно намечаем радиальные шариков подшипники средней серии.
Условное обозначение подшипника d D B
307 35 80 27
305 25 62 17
5. Принимаем для подшипников пластинчатый смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца. Их ширина определяет размер Принимаем
6. Измерением находим на ведущем валу
И на ведомом
7. Расчет подшипников
Ведущий вал
Реакции опор
В плоскости xz
В плоскости yz
Проверка:
Суммарные реакции
Эквивалентная нагрузка
В которой радиальная нагрузка ; осевая нагрузка ; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров ; .
X=0.56 и Y=1.88
Расчетная долговечность млн. об.
Расчетная долговечность, ч
Что больше установленных ГОСТ 16162-85
Ведомый вал несет такие же нагрузки как и ведущий
Нагрузка на ведомый вал от клиноременной передачи
Составляющие этой нагрузки
Реакции опор
В плоскости xz
Поверка
В плоскости yz
Проверка:
Суммарные реакции
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4
Эквивалентная нагрузка
В которой радиальная нагрузка ; осевая нагрузка ; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров ; . X=1 и Y=0
Расчетная долговечность млн. об.
Расчетная долговечность, ч
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000ч, но не должен быть менее 10 000ч. В нашем случае подшипники ведущего вала 305 имеют ресурс
, а подшипники ведомого вала 307 имеют ресурс
8. Проверка шпоночных соединении
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78.
Материал шпонок - ст. 45 нормализованная
Напряжения смятия и условие прочности по формуле
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице МПА, при чугунной МПА.
Ведший вал: d=34 мм; b x h=10 x 8мм; t1=5 мм; Длина шпонки l=50мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80) момент на ведущем валу
Т1=36,94 * 103 Н*мм
(материал полумуфт МУВП-чугун марки СЧ 20)
Ведомый вал d=55 мм; b x h=16 x 10мм; t1=6 мм; Длина шпонки l=80мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 85) момент на ведущем валу
Т1=86,15 * 103 Н*мм
Условие выполнено
9. Уточненные расчеты валов
Расчет состоит в определении коэффициентов, запаса прочности и для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями прочность соблюдается при .
Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал
Материал вала тот же, что и для шестерни. Ст 45 ТО-улудшение
При диаметре заготовки до 100-500мм
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжении
Сечении А-А концентрация напряжений обусловлена наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности.
Где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла
При d=32мм; b=10мм; t1=5;
Принимаем: Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
Результирующий коэффициент запаса прочности
Получился близким к коэффициенту запаса. Это не значительное расхождение свидетельствует о том что консольные участки валов, рассчитаны по крутящему моменту и согласованы с расточками стандартных полумуфт, оказывается прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений
Ведомый вал
Материал вала - Ст 45 ТО-нормализация
Предел выносливости
Сечение А-А
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А Момент сопротивления кручению (d=65; b=18:t1=7мм)
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжении
Амплитуда нормальных напряжение изгиба
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
10. Выбор муфты
Вращающий момент: Tp=КТНОМ?[T]=46 Н•м
Муфта фланцевая 63-22-11-45Л
Проверяем болты на срез:
Болты соответствуют условию прочности.
11. Выбор сорта масла
Смазка зубчатого зацепления производятся окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1 КВТ передаваемой мощности: V=0.25*3.67=0.91 дм3
По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла при скорости V = 1,76 м/с и контактных напряжениях рекомендуется вязкость 34*10-6м2/с
Принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-75*)
Подшипники смазываем пластичной смазкой. Сорт смазки УТ-1.Переодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Список литературы
1. Кулин Н.Г. Детали машин - М: Высшая школа 1984г.
