Меню
Поиск



рефераты скачать Hасчет двухступенчатого редуктора

Hасчет двухступенчатого редуктора

Содержание.

    Задание на проект ….............................…………………………………….2

    Введение…………..……………………………………….…………..…….3

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет................……........…4

2. Расчет зубчатых колес

   2.1 Выбор материала………………………………………………………....7

   2.2 Расчет быстроходной ступени…………………………………………...7

   2.3 Расчет тихоходной ступени…………………………………………….12

3. Предварительный расчет валов редуктора...……………………………..16

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса……………………………18

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки.............……………………18

6. Проверка долговечности подшипников…………………………………..20

7. Проверка прочности шпоночных соединений ............…………………...26

8. Уточненный расчет валов ..................………………………………….…..27

9. Выбор сорта масла...........…………………………………………………..35

10. Посадки деталей редуктора..……………………………………………..35

11. Список литературы................................................………………………..36

Спецификация к редуктору.....................................................................…..…38

Задание: Спроектировать привод ленточного транспортера.


Вариант № 38.

Исходные данные:

Срок службы: 7 лет

Мощность на выходном валу Р3= 8 кВт

Угловая скорость на выходном валу w3= 3.2π рад/с = 10 рад/с



ВВЕДЕНИЕ.


Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты  с транспортером.

1.                 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.


Кинематический анализ схемы привода.


Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче  мощности имеют место  ее потери  на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.


1.1    Коэффициент полезного действия привода.


По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндрических колес  ηз.к. = 0,98;  коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ηп = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте   ηм = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в ремне с роликами ηр = 0,9

0,98*0,99*0,98 = 0,95

0,95*0,98*0,99 = 0,92

0,92*0,99 = 0,91

      Общий КПД привода:

 = 0,982 * 0,995 * 0,982*0,9 = 0,8  


1.2            Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя:

Ртр=Р3/=8/0,8=10 кВт,

Частота вращения барабана:

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.

Пусковая требуемая мощность:

Рп=Ртр*1,3м=10*1,3=13 кВт

Эквивалентная мощность по графику загрузки:

 

 кВт                                    

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности

Ртр = 10 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный

короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой

n = 1500 об/мин 4АН132М4 с параметрами Рдв = 11 кВт и скольжением

S=2,8 %, отношение Рп/Рн=2. Рпуск=2*11=22 кВт - мощность данного двигателя на пуске. Она больше чем нам требуется Рп= 13 кВт.

 Номинальная  частота вращения двигателя:

            где:  nдв – фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

                     n   – частота вращения, мин-1;

                     s  – скольжение, %;


Передаточное отношение редуктора:

U=nдв/n3=1458/95,5=15,27

Передаточное отношение первой ступени примем u1=5; соответственно второй ступени u2=u/u1=15,27/5=3,05


1.3    Крутящие моменты.

   

Момент на входном валу:

   ,

           где:   Ртр –  требуемая мощность двигателя, кВт;

                     – угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

            где:  nдв – частота вращения двигателя, мин-1;

    

Момент на промежуточном валу:

Т2 = Т1 * u1 * η2

            где:  u1 – передаточное отношение первой ступени;

                    η2 – КПД второго вала;


Т2 = 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм


          Угловая скорость промежуточного вала:


    Момент на выходном валу:

Т3 = Т2 * u2 * η3

               где:  u2 – передаточное отношение второй ступени;

                       η3 – КПД третьего вала;

Т3 = 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм


            Угловая скорость выходного вала:

Все данные сводим в таблицу 1:


таблица 1

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

Частота вращения, об/мин

n1= 1458

n2=291,3

n3=95,5

Угловая скорость, рад/с

w1= 152,7

w2 =30,5

w3= 10

Крутящий момент, 103 Нмм

T1= 65,5

T2= 301,3

T3= 836,3

2.  Расчет зубчатых колес.


2.1 Выбор материала.


Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение,  но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где:  σН lim b – предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

  для колеса:      = 2*200 + 70 = 470 МПа

  для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КНL – коэффициент долговечности

,

где:  NHO – базовое число циклов напряжений;

NНЕ – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1.

 [SH] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,11,2.

  Для шестерни: 

  Для колеса: 

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.


2.2            Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

2.2.1    Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

 

, мм

где:  Ка – для косозубых колес Ка = 43;

u1 – передаточное отношение первой ступени;

Т2 – крутящий момент второго вала, Нмм;

КНβ – коэффициент, учитывающий не равномерность    распределения нагрузки по ширине венца.

 При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение КНβ по таблице 3.1 [1]. КНβ=1,25

 [σH] – предельно допускаемое напряжение;

ψba – коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψba = 0,25  0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66  аw = 160 мм     (см. с.36 [1]).

2.2.2    Нормальный модуль:

mn = (0,010,02)*аw

где:  аw – межосевое расстояние, мм;

mn = (0,010,02)*аw = (0,010,02)*160 = 1,63,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3.

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

2.2.3   Число зубьев шестерни (формула  3.12 [1] ):


,

где:  аw  – межосевое расстояние, мм;

β   – угол наклона зуба, °;

u1   – передаточное отношение первой ступени;

mn – нормальный модуль, мм;

 

2.2.4   Число зубьев колеса:


z2 = z1 * u1 = 17*5=85


2.2.5   Уточняем значение угла наклона зубьев:


,

где:  z1  – число зубьев шестерни;

z2  – число зубьев колеса;

mn – нормальный модуль, мм;

аw  – межосевое расстояние, мм;

β = 17°


2.2.6   Диаметры делительные.


Для шестерни:   

Для колеса:      

Проверка:         

2.2.7   Диаметры вершин зубьев.


Для шестерни:  da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса:       da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм


2.2.8   Ширина зуба.

Для колеса:        b2 = ψba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестерни:   b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм


2.2.9   Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где:   b1 – ширина зуба для шестерни, мм;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм;


2.2.10                        Окружная скорость колес.


 м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.


2.2.11                       Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ψbd = 1,29, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КНβ = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с и 8-й степени точности коэффициент  КНα=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент КНυ = 1.

 = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252


2.2.12                       Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

, МПа

где:  аw – межосевое расстояние, мм;

Т2 – крутящий момент второго вала, Нмм;

КН – коэффициент нагрузки;

u1  - передаточное отношение первой ступени;

b2 – ширина колеса, мм;

 Условие прочности выполнено.


2.2.13                       Силы, действующие в зацеплении.

      

В зацеплении действуют три силы:

-                     Окружная

, Н

где:  Т1 – крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d1 –делительный диаметр шестерни, мм;

-                     Радиальная

, Н

где:  α – угол зацепления, °;

β – угол наклона зуба, °;

-                     Осевая

Fa = Ft * tg β, Н


Fa = Ft * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н


2.2.14                       Проверка зубьев на выносливость по напряжениям  изгиба

                  

 ( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

где: Ft – окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки КF = KFβ * KFν  ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψbd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFβ = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/с коэффициент КFυ = 1,1.

Таким образом, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ  

-                     У шестерни

-                     У колеса     

Коэффициент YF1 = 3,85 и YF2 = 3,6  (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Yβ  и КFα .

,

   где средние значения коэффициента торцевого перекрытия εα = 1,5; степень точности n = 8.

   Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса       = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1]   [SF]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни   

Для колеса        

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение   меньше. Найдем отношения:

Для шестерни   

Для колеса        

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.


2.3            Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.


2.3.1   Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])


, мм

где:   Ка = 43;

u3 – передаточное отношение на выходе;

Т3 – крутящий момент на выходе;

КНβ=1.25

ψba = 0,25  0,40.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66  аw = 200 мм     (см. с.36 [1]).


2.3.2      Нормальный модуль.


mn = (0,010,02)*аw = (0,010,02)*200 = 24 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.


2.3.3      Число зубьев шестерни (формула  3.12 [1] )



2.3.4      Число зубьев колеса


Z4 = z3 * u2 = 32*3,05=97,6


2.3.5     Уточняем значение угла наклона зубьев.


β = 12,83°=12o50/

2.3.6     Диаметры делительные.


Для шестерни:   

Для колеса:      

Проверка:         


2.3.7     Диаметры вершин зубьев.

    

Для шестерни:  da3 =d3+2mn =98,5 + 2*3 = 104,5  мм

Для колеса:       da4 =d4+2mn = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

Страницы: 1, 2


Новости
Мои настройки

   рефераты скачать  Наверх  рефераты скачать  

© 2009 Все права защищены.