Расчет цилиндрического одноступенчатого редуктора

Общий вид.cdw

Компановка.cdw

деталировка-вал.cdw

Зубчатое колесо.cdw

Крышка.cdw

записка.doc

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА ДО
КУРСОВОГО ПРОЕКТУ З ДИСЦИПЛНИ
ДЕТАЛ МАШИН МЕХАНЗМВ
Пояснювальна записка виконана на 36 сторінках містить 5 рисунків 6 таб-лиць застосовано 11 найменувань літератури та додатки: А – специфікація до за-гального виду привода Б – специфікація до складального креслення редуктора.
Виконано розрахунок у складі циліндричного редуктора пасової передачі що забезпечує частоту обертання вихідного валу n=120 хв-1 та обертовий момент Т=255 Нм. Розрахунковий строк служби привода складає 40 000 годин коефіцієнт корисної дії складає ККД=092.
Для привода передбачено використання асинхронного короткозамкнутого двигуна 4А132М4У3 з потужністю 11 кВт з синхронною частотою оберання 1450 хв-1.
Виконано проектні та перевірні розрахунки циліндричної пасової передач і перевірочний розрахунок тихохідного валу привода а також здійснено вибір підшипників опор валів. Передбачена робота редуктора без заміни підшипників за час строку служби. Змащування коліс передач і підшипників рідинне мастилом И-100А у кількості 16 літрів.
Ключеві слова: двигун редуктор передача колесо шестерня вал підшип-ник пас напруження міцність довговічність тертя сталь деталь ланка.
Енергосиловий та кінематичний розрахунок параметрів привода.
1Позначення параметрів та елементів привода ..5
2Визначення потрібної потужності і вибір електродвигуна
3Визначення загального передаточного числа привода та його
розподіл по ступеням ..7
4Визначення частоти обертання валів привода потужностей та обертових моментів що передаються валами ..8
5Підсумкові дані розрахунку 9
Розрахунок циліндричної зубчатої передачі
3Розрахунок допустимих напружень
3.1Розрахунок допустимих контактних напружень .10
3.2Розрахунок допустимих напружень згину 11
4Проектний розрахунок 13
5Геометричні характеристики ..14
6Сили в зачепленні 15
7Перевірочний розрахунок передачі
7.1Розрахунок на контактну втому .16
7.2Розрахунок на втому при згині 18
8Підсумкові дані розрахунку 19
Розрахунок передачі зубчатим пасом
2Проектний розрахунок .21
3Конструкція шківів ..23
1Розрахунок швидкохідного валу .24
2Розрахунок тихохідного валу ..26
3Перевірка тихохідного вала на опір втомі .29
Розрахунок шпоночного з’єднання
1Шпоночне з’єднання на швидкохідному валу ..31
2Шпоночне з’єднання на тихохідному валу 31
Розрахунок підшипників кочення
1Перевірка підшипників на швидкохідному валу
за строком служби .32
2Перевірка підшипників на тихохідному валу
за строком служби .33
ЕНЕРГОСИЛОВИЙ ТА КНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНКИ ПАРАМЕТРВ ПРИВОДА
1Позначення параметрів та елементів привода
Перед визначенням параметрів накреслимо службову кінематичну схему (рис. 1.1). Вхідний вал привода вал електродвигуна позначаємо буквою Д. На схемі редуктора буквами Ш Т позначаємо швидкохідний і тихохідний вали та їх параметри.
Рисунок 1.1 – Кінематична схема приводу.
З метою зручності введення розрахунків параметрам елементів передачі що розглядається надаються індекси ведучого "1" та веденого – "2". Для індексації елементів передач використаємо такі позначення:
зп" – зубчатопасова передача;
ц" – циліндрична передача;
пк" – підшипниик кочення.
2.Визначення потрібної потужності і вибір електродвигуна привода.
При довгостроковому постійному або незначному змінному навантаженні яке притамане компресорам конвейєрам транспортерам та іншим механізмам розрахункова потужність електродвигуна привода визначається через потужність на вихідному валу привода кВт:
де РТ – потужність на вихідному валу привода кВт;
– загальний коефіцієнт корисної дії привода.
Визначимо коефіцієнт корисної дії привода:
де КП – коефіцієнт корисної дії зубчатопасової передачі ЗП=095;
Ц – коефіцієнт корисної дії циліндричної передачі Ц=097;
Для приводів конвеєра та інших механізмів широко використовуються двигуни серії 4А виконання М1081 М2081 за ГОСТ 19523-81 потужністю від 055 до 30кВт та синхронними частотами обертання ротора від 750 до 3000 хв-1.
З довідників вибираємо двигун ближчої меншої по ряду потужності РД у порівнянні з розрахунковою. Обираємо двигун 4А132М4У3 з потужністю 11кВт з синхроною частотою обертання 1450 хв-1 та перевіряємо його на перевантаження:
3Визначення загального передаточного числа привода та його розподіл по ступеням.
Визначимо загальне передаточне число привода U':
де nТ – частота обертання вихідного валу хв-1;
– асинхрона частота обертання валу двигуна хв-1;
Розподіл U' з урахуванням можливих значень передаточних чисел різних передач треба вести додержуючись основних критеріїв: матеріаломісткість вартість довговічність та габаритні розміри привода. Всі ці критерії залежать від матеріалів та хіміко-термічної обробки зубчастих коліс рівноміцності деталей передач раціонального визначення способу змащування допустимого недовантаження передач.
Визначимо попереднє розрахункове передаточне число:
- попередньо вибране передаточне число зубчатопасової передачі ;
- попередньо вибране передаточне число циліндричної передачі ;
4Визначення частоти обертання валів привода потужностей та обертових моментів що передаються валами.
Розрахуємо дійсні частоти обертання валів хв-1:
Розрахуємо обертові моменти на валах Нм:
Розрахуємо потужності на валах кВт:
5 Підсумкові дані розрахунку.
Параметри визначеного для привода електродвигуна:
-потужність – РД=11 кВт;
-частота обертання ;
-коефіцієнт пускового перевантаження .
Енергосилові та кінематичні характеристики привода приведені в таблиці 1.2.
Таблиця 1.2 – Енергосилові та кінематичні характеристики привода.
Частота обер-тання хв-1
Розрахунок тихохідної циліндричної передачі
Обертовий момент на ведучому валу
Частота обертання ведучого валу
Ресурс роботи передачі
Коефіцієнт навантаження
Згідно рекомендацій вибираємо матеріали для колеса і шестерні:
-шестерня – сталь 40ХН; НВ 300 т1=750 Мпа.
-колесо – сталь 45; НВ 250 т1=540 Мпа.
3.1 Розрахунок допустимих контактних напружень
Визначимо допустиме контактне напруження МПа.
КНL – коефіцієнт довговічності;
SН – коефіцієнт безпеки SН=11;
Визначимо границю контактної витривалості МПа:
Визначимо коефіцієнт довговічності:
де NНО – базове число циклів зміни напружень NНО= циклів;
NНЕ – еквівалентне число циклів зміни напружень;
Визначимо еквівалентне число циклів зміни напружень:
Так як NНЕ> NНО тоді згідно вказівок КНL=1.
Визначимо допустиме контактне напруження МПа:
Розрахуємо допустимі контактні напруження передачі для косозубих коліс МПа:
3.2 Розрахунок допустимих напружень на втому при згині
Визначимо допустиме напруження згину МПа:
де – границя витривалості при згині яка відповідає числу циклів МПа;
SF – коефіцієнт безпеки SF=175;
КFL – коефіцієнт довговічності;
де NFО – базове число циклів зміни напружень NFО=4106 циклів;
NFЕ – еквівалентне число циклів зміни напружень;
mF – показник ступеня який залежить від твердості mF=6;
КFE – коефіцієнт який залежить від виду термообробки.
Так як NFЕ> NFО тоді згідно вказівок КFL=1.
Перевіримо умову для напружень згину МПа:
4Проектний розрахунок
Знайдемо міжосьову відстань мм:
де Ка – коефіцієнт міжосьової відстані для косозубих колес Ка=430 МПа;
ba – коефіцієнт ширини зубчастих коліс згідно ГОСТ 2185-66 ba=04;
КН – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині зубчастого вінця; КН =107
Згідно з ГОСТ 2185-66 обираємо стандартне значення аW=160 мм.
Визначимо модуль зачеплення мм:
Згідно з СТ СЕВ 310-76 обираємо стандартне значення m=2 мм.
Знайдемо ширину зубчатого вінця колеса мм:
Знайдемо мінімальний кут нахилу зубців косозубої передачі 0:
Знайдемо сумарне число зубців колеса та шестерні:
Згідно з рекомендацій округлюємо до найближчого меншого ZΣ=158.
Знайдемо остаточний кут нахилу зубців косозубої передачі 0:
Знайдемо кількість зубців шестерні:
Для косозубого зачеплення кількість зубців Z1=27.
Визначимо кількість зубців колеса:
Визначимо фактичне передаточне число передачі:
Перевіримо умову співпадання передаточних чисел передачі:
5 Геометричні характеристики
Визначимо ділильний діаметр шестерні мм:
Визначимо ділильний діаметр колеса мм:
Визначимо діаметр вершин зубців шестерні мм:
Визначимо діаметр вершин зубців колеса мм:
Визначимо діаметр впадин шестерні мм:
Визначимо діаметр впадин колеса мм:
Визначимо придатність заготовок при прийнятій технології термообробки:
Визначимо колову силу Н:
Визначимо радіальну силу Н:
Визначимо осьову силу Н:
Визначимо колову швидкість тихохідної ступені мс:
Для тихохідної передачі обираємо 8 ступінь точності.
7.1 Розрахунок на контактну втому
Визначимо дійсні контактні напруження МПа:
де ZМ – коефіцієнт який враховує механічні властивості матеріалу ZМ=275;
ZН – коефіцієнт який враховує форму спряжіння поверхонь зубців у полосі зачеплення;
Z – коефіцієнт який враховує сумарну довжину контактних ліній;
КНα – коефіцієнт розподілення навантаження між зубцями згідно довідників обираємо КНα=106;
КН – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині зубчастого вінця;
КНV – коефіцієнт динамічного навантаження в зубчастому зачепленні згідно довідників обираємо КНV=102;
Визначимо коефіцієнт який враховує форму спряжіння поверхонь зубців у полосі зачеплення:
Визначимо коефіцієнт який враховує сумарну довжину контактних ліній:
де α – коефіцієнт торцьового перекриття;
Перевіримо умову недовантаження (≤15%) чи перевантаження (≤5%):
Отже недовантаження складає 24% що задовільняє вимогам.
Визначимо дійсні максимальні контактні напруження МПа:
7.2 Розрахунок на втому при згині
Визначимо дійсні напруження згину шестерні МПа:
де YF1 – коефіцієнт форми зуба шестерні;
Y – коефіцієнт нахилу зубців;
Y – коефіцієнт який враховує перекриття зубів;
КFα – коефіцієнт розподілення навантаження між зубцями згідно довідників оби-раємо КFα=122;
КF – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині зубчастого вінця КF=118;
КFV – коефіцієнт динамічного навантаження в зубчастому зачепленні згідно довідників обираємо КFV=106;
Визначимо коефіцієнт форми зуба шестерні:
З довідників обираємо YF1=382.
Визначимо коефіцієнт нахилу зубців:
Визначимо коефіцієнт який враховує перекриття зубів:
Визначимо дійсні напруження згину колеса МПа:
де YF2 – коефіцієнт форми зуба колеса;
Визначимо коефіцієнт форми зуба колеса:
З довідників обираємо YF2=360.
8Підсумкові дані розрахунку
Міжосьова відстань аW=160 мм ± 145 мкм
Кут нахилу зубців =90
Ступінь точності згідно ГОСТ 1643-81 – восьмий
Коефіцієнт зміщення Х
Ділильний діаметр dW мм
Початковий діаметр dв мм
Діаметр вершин зубців dа мм
Діаметр впадин df мм
Розрахунок плоскопасової передачі
)Вхідні данні: Р1 = 1085 кВТ; n1 = 1450 обхв; U = 2; T1 = 71.46 Нм; R- умови роботи
)Геометричний розрахунок передачі:
Діаметр меншого шківа визначаємо за формулою мм
Одержане значення діаметра шківа округляємо до стандартного мм
Визначаємо колову швидкість мс
Визначаємо діаметр веденого шківа мм де - коефіцієнт ковзання.
Згідно до ДСТУ 17383-73 приймаємо діаметр шківа мм
Дійсне передаточне відношення передачі:
Визначаємо міжосьову відстань: мм
Розрахункова довжина паса мм
Приймаємо довжину паса =4200 мм
Перевіряємо кут обхвату меншого шківа
)Перевірка паса на довговічність
Перевіряємо умову обмеження числа пробігів паса
Розрахункове корисне навантаження яке передає передача
Для розрахунку вибранного паса на тягову здатність за табл. 21.4 беремо оптимальне питоме корисне навантаженнящо може передаватись одиницею ширини пасаНмм при питомій силі попереднього натягу віток пасаяка припадає на одиницю товщини однієї прокладкиНмм
Допустиме питоме корисне навантаження
Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів: ; ;
Потрібна ширина паса мм
Вибираємо стандартну ширину паса b=80 мм(див.табл.21.4)
Площа поперечного перерізу паса мм де
Потрібна сила попереднього натягу віток паса
Навантаження на вали пасової передачі
Напруження попереднього натягу:
Напруження від дії відцентрової сили:
Напруження згину у пасі
МПа де значення та Е=300 МПа з табл(21.3)
Максимальне напруження у пасі МПа
При обмеженній границі витривалості МПа показнику степеня кривої втоми m=6 (з табл.21.3)числі шківів n=2 та V=0.6 строк служби паса
КОМПОНОВОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛВ ЗА УМОВИ
КРУЧЕННЯ ТА ЙОГО ПОПЕРЕДН КОНСТРУЮВАННЯ
Сили які діють на вал:
Діаметр вала з умови міцності на кручення попередньо визначимо для перерізів вала під шестернею:
З компановки беремо розміри: а= 56мм; в= 60мм; с=60мм
Знайдемо реакції опор в вертикальній площині Н:
Знайдемо реакції опор в горизонтальній площині Н:
Знайдемо згинаючі моменти в вертикальній площині у всіх небезпечниих пе-рерізах Нмм:
Знайдемо згинаючі моменти в горизонтальній площині у всіх небезпечниих перерізах Нмм:
Знайдемо сумарні згинаючі моменти у всіх небезпечниих перерізах Нм:
Побудуємо епюри згинаючих моментів.
Знайдемо зведені моменти які враховують навантаження на ланках вала де одночасно діє момент згину і крутний момент Н:
Знаходимо діаметри пік шестернею та підшипниками:
Діаметр вала з умови міцності на кручення попередньо визначимо для перерізів вала під колесом:
З компановки беремо розміри: а= 60мм; в= 60мм; с=67мм
Приймаємо діаметр під колесом 48мма під підшипниками 45мм.
3 Перевірка тихохідного вала на опір втомі.
Номінільні напруження у перерізі I-I:
Максимальне еквівалентне напруження при короткочасних перевантаженнях:
Допустиме еквівалентне напруження:
Умова статичної міцності вала виконується оскільки
Розрахунок вала на втомну міцність
У перерізі I-I концентратором напружень є шпон очний паз який утворюється пальцевою фрезою.
Границі втоми матеріалу вала:
Амплітуда нормальних і дотичних напружень:
У данному випадку моменти опору перерізу вала брали з урахуванням шпонкового паза
Середні значення нормальних і дотичних напружень:
Мпа-для випадку передавання навантаження тільки в один бік.
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень від шпонкового паза:
Коефіцієнти що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень:
Коеф.що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала Кd=0.79
Коеф. запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями:
Загальний розрахунковий коеф. Запасу міцності вала у перерізі:
Оскільки мінімальний допустимий коеф. запасу міцность Smin=1
.5втомна міцність вала у перерізі забеспучується.
РОЗРАХУНОК ШПОНОЧНИХ З’ДНАНЬ.
1 Шпоночне з’єднання на швидкохідному валу.
Розрахуємо призматичну шпонку для вала ø28. Згідно з ГОСТ 23360 – 78 маємо наступні розміри:
Визначимо довжину шпонки за формулою:
Приймаємо довжину шпонки 14 тоді довжина шпоночного паза:
2 Шпоночне з’єднання на тихохідному валу.
Розрахуємо призматичну шпонку для вала ø32. Згідно з ГОСТ 23360 – 78 маємо наступні розміри:
Тоді довжина шпоночного пазу:
РОЗРАХУНОК ПДШИПНИКВ КОЧЕННЯ.
1 Перевірка підшипників на швидкохідному валу за строком служби.
Ra=1357HRb=3094HFa=786H
Обираємо радіально-упорний конічний підшипник №7305 з наступними характеристиками: е=036; C=296кН α=14°.
Так як зусилля на другому підшипнику більше то розрахунок ведемо лише для нього.
то обираємо коефіцієнти радіального та осьового навантаження з наступними значеннями: Х=0.4 Y=0.4*ctg14=1.6.
Запишемо рівняння приведеного навантаження для даного підшипника:
де V=1 – коефіцієнт обертання
- коефіцієнт безпеки
- температурний коефіцієнт.
Тоді строк служби підшипника в годинах:
Отже обраний підшипник задовольняє умовам довго строковості.
1 Перевірка підшипників на тихохідному валу за строком служби.
Ra=19674HRb=10326HFa=760H
Обираємо радіально-упорний конічний підшипник №7309 з наступними характеристиками: е=0287; C=76.1кН α=11°.
то обираємо коефіцієнти радіального та осьового навантаження з наступними значеннями: Х=0.4 Y=1.3.
Отже обраний підшипник задовольняє умовам довгостроковості.
Рама виготовляється зварною з швелера. Розміри швелера та косої шайби обираються згідно діаметру фундаментальних болтів редуктора.
Рисунок 12.1 – Ескіз швелера та косої шайби.
Виходячи із того що для кріплення редуктора використовуються фундамен-тальні болти М12 обирається швелер №14. Розміри швелера та косої шайби при-веденні в таблиці:
Таблиця 12.1 – Розміри швелера та косої шайби.
Виконано проект механічного привода у складі циліндричної та зубчатопасової передач. Ресурс роботи механічного привода складає 40000 годин. У склад механічного привода входить електродвигун – 4А132М4E3 з потужністю 11 кВт та синхронною частотою обертання 1450 хв-1. Циліндрична передача редуктора виконана з сталі 35ХМ та 45 застосовується косозубе зачеплення. Зубчатопасова передача має довжину пасу 4188 мм. Проведено розрахунок валів на міцність. Передбачена робота редуктора без заміни підшипників під час строку служби. Змащування коліс передач і підшипників рідинне – мастилом И-100А у кількості 16 літрів.