Курсовая работа "Расчет привода шевронного редуктора"

Вал.cdw

Общие допуски ГОСТ 30893.2-mk
Неуказанные радиусы скругления 1мм
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Колесо.cdw

Общие допуски ГОСТ 30893.2-mK
Неуказанные радиусы скругления 5 мм
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Крышка.cdw

Редуктор 1.cdw

Редуктор 2.cdw

В редуктор залить масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 17479-87
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от
горизонатльного положения на угол до 5 градусов.
При этом необходимо обеспечить уровень масла
Валы собранного редуктора должны проворачиваться от руки
Поверхности корпуса редуктора сопряженные по плоскости
покрыть тонким слоем герметика.
Необработанные наружные поверхности редуктра покрыть серой

Сборка.cdw

Технические требования
Обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа.
Стук и резкий шум не допускается
После обкатки масло слить и залить масло марки И-Г-А-68
Грунтовка ГФ-021 ГОСТ 25129-82
Эмаль ПФ-115 серая ГОСТ 6465-76.VIY1
Ограждения условно не показаны
Технические характеристика редуктора
Мощность электродвигателя P=37 кВт
Частота вращения ведущего вала n1=1475.5 обмин
Крутящий момент ведомого вала T3=1018 Нм

ПЗ.docx

Задание на проектирование:3
Выбор электродвигателя. Определение основных параметров двигателя.5
1.Выбор электродвигателя:5
Проектный расчет передачи11
Определение межосевого расстояния11
Проверочный расчет13
Размеры зубчатых венцов:16
Силы в зацеплении:16
Расчет валов и подшипников.17
Проверочный расчет вала24
Расчет клиноременной передачи28
Расчет шпоночных соединений31
Расчет подшипников31
Расчет элементов корпуса редуктора36
Смазка зубчатой передачи и подшипников38
Список используемой литературы40
Задание на проектирование:
Схема привода технологической машины:
– ременная передача
– редуктор (шевронный горизонтальный)
– исполнительный механизм
Исходные данные приведены в таблице 1:
Усилие на ленте транспортера
Скорость ленты транспортера
Продолжительность включения
Коэффициент использования привода в течение года
Коэффициент использования привода в течение суток
Редуктором называют механизм выполненный в виде отдельного агрегата служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. Редуктор – неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения разрабатываемых при курсовом проектировании редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.
Размещение передач зацепления в отдельном закрытом корпусе гарантирует достаточную точность монтажа хорошую смазку и соответственно высокий КПД меньший износ а также надежную защиту передач от влияния окружающей среды. Редукторы различных типов с постоянным передаточным числом широко используют во всех отраслях хозяйства. Самыми распространенными являются редукторы состоящие из цилиндрических зубчатых передач.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Выбор электродвигателя. Определение основных параметров двигателя.
1.Выбор электродвигателя:
Требуемая мощность электродвигателя находится по формуле:
где -общий КПД привода.
где – общий КПД привода:
где = 096 – КПД клиноременной передачи
= 098 – КПД редуктора (зубчатой передачи)
= 099 – КПД пары подшипников
По требуемой мощности из табл.1 П.1 выбираем асинхронный электродвигатель 4А200М4 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ =37 кВт синхронной частотой вращения nс= 1500 мин-1 и скольжением S=17 % d1=60мм.
Частота вращения вала электродвигателя:
Требуемая частота вращения барабана
Общее передаточное число привода:
Передаточное число зубчатой передачи
Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора выбираем из диапазона 25 u 5 выбирая стандартное значения по табл 7.1.
Частоты вращения валов:
Мощности передаваемые валами
Крутящие моменты передаваемые валами:
Частота вращения обмин
2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Выбор материала для зубчатых колес:
Выбор материала и расчет допускаемых напряжений:
Основные добавки: хром никель ванадий.
Материал шестерни на 30-50 единиц должен быть выше материала колеса.
Выбираем материал для шестерни:
- Марка стали: Сталь 40Х
- Термообработка: У+З (Улучшение + Закалка)
- Твердость поверхности: 45-50 HR
- Твердость сердцевины: 269-302 HB
- Предел прочности: 900 МПа
Выбираем материал для колеса:
- Термообработка: У (улучшение)
- Твердость поверхности: 269 – 302 HB
- Твердость сердцевины: 269 – 302 HB
- N= 235 млн циклов.
При выборе материала заготовок должны выполняться следующее условие:
– для насадного зубчатого колеса
Средние значения твердости поверхности зуба колеса и шестерни:
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения:
j=1(шестерня) j=2(колесо) – обозначения;
- предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов перемен напряжения
– коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности
Пределы контактной выносливости:
Коэффициенты безопасности:
Коэффициенты долговечности:
NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений
Эквивалентные числа циклов напряжений:
Суммарное число циклов нагружения:
Определим допускаемые контактные напряжения:
Допускаемые контактные напряжения для шевронной передачи:
Допускаемые напряжения изгиба.
где –базовый предел изгибающей выносливости
– коэффициент долговечности
– коэффициент безопасности
–коэффициент учитывающий влияние приложения нагрузки
Пределы изгибной выносливости зубьев:
Коэффициенты безопасности при изгибе:
Коэффициенты учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода:
Коэффициенты долговечности:
Эквивалентное число циклов при изгибе:
Определим допускаемые напряжения изгиба:
Проектный расчет передачи
Определение межосевого расстояния
где – численный коэффициент для шевронных передач
– передаточное число редуктора
– момент на шестерне
– коэффициент контактной нагрузки
Предварительно примем
Коэффициент ширины зубчатого венца для шевронных передач примем по ГОСТ 2185-66.
Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (см. табл.6.1.):
Рекомендуемый диапазон для выбора модуля:
Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 учитывая что для силовых передач модуль меньше 2мм
применять не рекомендуется.
Суммарное число зубьев передачи:
Полученное значение округляем до ближайшего целого
Число зубьев для шестерни: .
Полученное значение округляем до ближайшего целого
Число зубьев колеса: .
Определяем фактическое передаточное число:
При uотличие от фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 25 %.
Поскольку примем коэффициенты смещения
Округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров: по ГОСТ 6636-80. Ширину зубчатого венца шестерни принимают исходя из условия Примем
1.3.Окружная скорость в зацеплении и степень точности передач
– диаметр начальной окружности мм
– частота вращений обмин
Для полученной скорости назначим степень точности передачи (по табл. 8.1.)
Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу:
где – для косозубых передач
– момент на шестерне
– межосевое расстояние
Коэффициент контактной нагрузки:
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
где A=015 для косозубых передач
– коэффициент учитывающий приработку зубьев.
При для определения используем выражение:
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы .
Для определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру:
По значению определим (см. табл.9.1.) тогда
Динамический коэффициент определяем в зависимости от окружной скорости и степени точности воспользовавшись методом линейной интерполяции по табл. 10.1. ()
Окончательно найдем
Поскольку выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям:
4.2. Проверка на выносливость по контактным напряжениям
Напряжения изгиба в зубе шестерни:
где – коэффициент формы зуба
– коэффициент учитывающий наклонность зубьев
– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
– момент на шестерни
– коэффициент изгибной нагрузки
Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:
В результате получим:
Коэффициенты формы зуба при :
– эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Коэффициент учитывающий перекрытие зубьев:
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
Размеры зубчатых венцов:
Делительные окружности:
Окружности вершин зубьев:
Окружности впадин зубьев:
Рассчитаем силы для быстроходного вала
Рассчитаем силы для тихоходного вала
Расчет валов и подшипников.
1.Проектный расчет валов
На первом этапе конструирования определяем диаметр опасного сечения вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. В качестве опасного сечения для быстроходного и тихоходного валов редуктора выбирают сечение на хвостовике вала а для промежуточных валов – сечение в месте установки подшипника. Формула для расчета диаметра опасного сечения вала имеет вид:
где T – крутящий момент в опасном сечении вала Hм;
– пониженное допускаемое напряжение на кручение МПа
Принимаем = 15 МПа.
По ГОСТ 6636-69 принимаем:
2.Эскизная компоновка
Участки нумеруются с хвостовика:
Тип 0000 (Шариковый радиальный однорядный) Средняя серия – 311 [1 табл.П.3] D=120мм; d=55 мм; B=29мм.
Тип 0000 (Шариковый радиальный однорядный) Легкая серия – 216 [1 табл.П.3] D=140мм; d=80 мм; B=26мм.
Расчеты для ступицы:
Расчет для зубчатого колеса:
Диаметр центровой окружности:
Выбираем зубчатую муфту по таблице так чтобы выполнялось условие
где K=1.5(Переменная нагрузка)
Тогда выбираем муфту с Tн=1600; d=55мм; D=170мм; L не более 174мм; m=25; z=38.
При компенсации смещений на концы валов со стороны муфты действует радиальная сила:
4 Расчетные схемы. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Рассчитаем реакции опор и изгибающие моменты для тихоходного вала:
Вертикальная плоскость:
Горизонтальная плоскость:
Рассчитаем реакции опор и изгибающие моменты для быстроходного вала:
Вертикальная плоскость:
Горизонтальная плоскость:
Определим опасное сечение на тихоходном валу:
– в точке приложения силы .
Определим опасное сечение на быстроходном валу:
– в точке приложения силы Ft.
Проверочный расчет вала
Проверочный расчет вала выполняется по коэффициентам запаса усталостной прочности в потенциально опасном сечении.
Потенциально опасным сечением принимаем максимальный изгибающий момент.
4.Проверим тихоходный вал материал которого сталь 40 термообработка- улучшение изгибающий момент в опасном сечении – Ми=6912 Н*м крутящий момент- T=1018 Н*м.
4.1.Определим геометрические характеристики:
Осевой момент сопротивления
Полярный момент сопротивления
4.2.Определение напряжений
Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой:
Средние нормальные напряжения:
Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу:
4.3.Определим пределы выносливости:
4.4.Рассчитаем коэффициенты запаса прочности по формулам:
Где – коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали;
- коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
Коэффициенты перехода определяются по формулам:
Где –эффективные коэффициенты концентрации напряжений; для шпоночного паза ;;
– коэффициенты влияния размера поперечного размера вала;
Коэффициент для углеродистых сталей при диаметре вала d >12мм определяется по формуле
Коэффициент для любых сталей при d >12 мм равен
- коэффициент влияния шероховатости поверхности; - коэффициент влияния упрочнения.
Примем что поверхность вала под зубчатое колесо получена чистовым обтачиванием с Ra= 32 мкм. По величине Ra найдем =133.
4.5.Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
4.6.Коэффициент влияния упрочнения.
Примем что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда .
4.7.Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
4.8.Коэффициент запаса прочности:
Найдем общий коэффициент запаса прочности:
5.Проверим быстроходный вал материал которого сталь 40 термообработка- улучшение + закалка изгибающий момент в опасном сечении – Ми=36625 Н*м крутящий момент- T=295 Н*м.
5.1.Определим геометрические характеристики:
5.2.Определение напряжений
5.3.Определим пределы выносливости:
5.4.Рассчитаем коэффициенты запаса прочности по формулам:
Где –эффективные коэффициенты концентрации напряжений; для резьбового участка вала ;;
Примем что поверхность получена чистовым обтачиванием с Ra= 32 мкм. По величине Ra найдем =133.
5.5.Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
5.6.Коэффициент влияния упрочнения.
5.7.Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
5.8.Коэффициент запаса прочности:
Расчет клиноременной передачи
Мощность на ведущем шкиве
Частота вращения ведущего шкива
Передаточное число ременной передачи
Число смен работы в течении суток
Относительное скольжение ремня
1.Определение крутящего момента на ведущем шкиве
По величине крутящего момента выбираем ремень С нормального сечения. Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива ширина нейтрального слоя площадь поперечного сечения одного ремня A=230 масса 1 погонного метра .
3.Определение геометрических размеров передачи
Диаметр ведущего шкива
Округляем до ближайшего стандартного значения
Диаметр ведомого шкива
Округляем до ближайшего значения
4.Межосевое расстояние и длина ремня
Предварительное значение межосевого расстояния
Для определения длины ремня используем зависимость
Округляем L до стандартного значения L=2000 мм. Принятое значение L удовлетворяет ограничениям . Уточняем межосевое расстояние по формуле
Окончательно получим
Угол обхвата на ведущем шкиве
7.Частота пробегов ремня
8.Допускаемое полезное напряжение
Где – приведенное полезное напряжение;
– коэффициент учитывающий влияние угла обхвата
– коэффициент режима работы
Здесь =3 – число смен работы передачи в течение суток;
=085 – Коэффициент нагружения при переменной нагрузке.
Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней
Где – коэффициент учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне
В результате расчета получим
Зададимся начальным значением Z=3 и по таблице выберем . Определим расчетное число ремней
Полученное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=5. Для этого числа ремней . Подставим в формулу для Z и в результате расчета получим Z=46. Поскольку ZZ окончательно примем Z=5.
10.Сила предварительного натяжения одного ремня
11.Сила действующая на валы передачи
Расчет шпоночных соединений
Для соединения вала с деталями передающими вращение широкое применение находят призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда принимая ее на 10 15 мм меньше длины ступицы. Размеры шпонок в поперечном сечении а также размеры шпоночных пазов на валу и в ступице определяются диаметром вала.
Расчет призматических шпонок выполняется как проверочный на смятие по формуле:
Где Т- крутящий момент на участке вала со шпоночным соединением Н*м;
h- высота шпонки; t1- глубина шпоночного паза на валу; – допускаемое напряжение смятия равное 120 Мпа.
Шпонка на хвостовике быстроходного вала: d=45мм h=9мм t1=55мм l=60мм b=14 мм Т=295 Н*м
Тогда м для шпонок со скругленными торцами
Шпонка на хвостовике тихоходного вала: d=70мм h=12мм t1=75мм l=90мм b=20 мм Т=1018 Н*м
Шпонка на участке вала под ступицу зубчатого колеса тихоходного вала: d=85 мм h=14 мм t1=54 мм l=90 мм b=22 мм Т=1018 Н*м
1.Рассчитаем подшипники тихоходного вала.
1.1.Определим силы действующие на подшипники которое условно обозначим как положение А и В.
1.2.По диаметру участка вала предварительно выбираем подшипник 216 который имеет следующие значения: d=80мм; D=140мм; B=26мм; С=702кН; С0=45кН.
1.3. Расчет подшипника на долговечность
1.3.1 Коэффициент вращения
Коэффициент вращения принимаем равным V=1 так как у подшипника вращается внутреннее кольцо.
1.3.2.Коэффициенты нагрузки
Учитывая что Fa=0 для шевронных передач принимаем X=1;
1.3.3. Температурный коэффициент
Температурный коэффициент равен 1 так как рабочая температура подшипника ниже 105 градусов Цельсия.
1.3.4. Коэффициент безопасности
Примем что зубчатая передача имеет 8-ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае равен =14.
1.3.5. Эквивалентная динамическая нагрузка на участках будет равна:
Где Fa- осевая нагрузка действующая на подшипник;
Fr- радиальная нагрузка действующая на подшипник;
Х- коэффициент радиальной нагрузки;
Y- коэффициент осевой нагрузки;
Кб- коэффициент безопасности;
КТ- температурный коэффициент;
V- коэффициент вращения.
1.3.6. Долговечность подшипника при максимальной нагрузке
Используем наибольшую эквивалентную нагрузку для расчета на долговечность по формуле:
Где Lh- долговечность;
n- частота вращения вала
m- показатель степени кривой усталости для шарико-подшипников;
а1- коэффициент надежности;
а23- коэффициент учитывающий совместное влияние на долговечность качества металла и условий эксплуатации.
1.3.7. Рассчитаем эквивалентную долговечность подшипника которая должна быть больше 12000 часов:
Где =05 – коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения.
Выбранный подшипник удовлетворяет условиям.
2.Рассчитаем подшипники быстроходного вала.
2.1.Определим силы действующие на подшипники которое условно обозначим как положение А и В.
2.2. По диаметру участка вала предварительно выбираем подшипник 311 который имеет следующие значения: d=55мм; D=120мм; B=29мм; С=715кН; С0=415кН.
Расчет элементов корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
Диаметр фундаментного болта рассчитывают по формуле:
Принимаем диаметр болта М20.
Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию равны:
У подшипников: Принимаем диаметр болта М16.
На фланцах: . Принимаем диаметр болта М12.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы и до оси фундаментного болта Где а1 и b1 определяются в зависимости от диаметра болта.
Ширина фланцев у подшипников:
Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром М16:
Ширин боковых фланцев:
Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта М12:
Расстояние от оси болта М16 до оси тихоходного вала:
Где D- наружный диаметр подшипника соответствующего вала.
Подставим значения:
Расстояние от оси болта М16 до оси быстроходного вала:
Для малого межосевого расстояния между подшипниками устанавливается один болт размещенный посередине между расточками в корпусе для подшипников.
Толщина ребра жесткости:
Расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора:
Смазка зубчатой передачи и подшипников
Смазку применяют для уменьшения потерь мощности на трение снижение интенсивности износа трущихся поверхностей отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей защиты от коррозии.
Смазка зубчатой передачи при окружной скорости V=323 мс осуществляется окунание колеса в масляную ванну. Такой способ называется картерным.
Максимальная глубина погружения hmax=15 мм что не превышает половины радиуса зубчатого колеса (174мм) а минимальная глубина hmin=10мм т.к. hmin=2m=4мм.
Требуемая вязкость масла определяется в зависимости от расчетных контактных напряжений и окружной скорости в зацеплении. В данном случае она равна 28мм2с.
Согласно вязкости выбираем сорт масла: И-Г-А-32.
Для смазки подшипников качения в редукторе используем жидкие масла в данном случае окружная скорость больше 1 мс. При этом разбрызгивание масла внутри картера образует масляный туман который обеспечивает смазку подшипников.
В результате выполнения курсовой работы были проделаны следующие расчеты: определены энергосиловые и кинематические параметры привода рассчитана зубчатая передача выполнен ее проектный и проверочный расчеты определены силы в зацеплении выполнен проверочный расчет шпоночных соединений расчет цепной передачи проектный и проверочный расчет валов расчет подшипников на долговечность спроектирован корпус редуктора подобрана смазка зубчатой передачи и подшипников спроектирована рама для установки привода.
Выполнены сборочный чертеж редуктора и разрез редуктора деталировка в составе зубчатого колеса тихоходного вала сквозной крышки подшипника чертеж общего вида привода.
Список используемой литературы
Баранов Г.Л. Песин Ю.В. Допуски и формы расположения поверхностей детали машин: методические указания – Екатеринбург: УГТУ-УПИ 2008. 26 с.
Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методические указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» - Екатеринбург: УГТУ-УПИ 2009. 49с.
Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учеб.пособие. 2-е изд. Перераб. и доп. –Екатеринбург: УГТУ-УПИ 2007. 222 с.
Решетов Д.Н. Детали машин: учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1989. – 496с.
Черненко А.Г. Проектирование привода технологического оборудования.: учебное пособие- Екатеринбург: УГТУ-УПИ 2009. – 138с.