Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
СОДЕРЖАНИЕ
Техническое задание
Введение
1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет
привода
2. Расчет зубчатой передачи редуктора
3. Расчет цепной передачи
4. Проектировочный расчет валов редуктора
5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора
6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7. Первый этап компоновки редуктора
8. Подбор подшипников для валов редуктора
9. Второй этап эскизной компоновки редуктора
10. Подбор муфты
11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала
редуктора
13. Выбор посадок основных деталей редуктора
14. Смазка зацепления и подшипников редуктора
15. Сборка редуктора
Список используемых источников
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый
редуктор для привода к шнеку−смесителю
1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор
цилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер;
6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.
Рисунок 1 - Схема привода
Исходные данные:
Тяговая сила шнека F=2,2 кН;
Наружный диаметр шнека D=550 мм;
Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;
Угол наклона передачи Q=60º
Редуктор предназначен для длительной
эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;
Нагрузка с лёгкими толчками;
Срок службы привода L= 6 лет
ВВЕДЕНИЕ
Машиностроению принадлежит ведущая
роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные
процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей
народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития
машиностроения.
Для повышения эксплуатационных и качественных
показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций
современных машин.
Редуктор – это механизм, состоящий из
зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит
для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение
угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по
сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в
котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода
определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без
указания конкретного назначения.
Проектируемый редуктор –
цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов
редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для
соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная
передача.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА
Определяем общий КПД привода
ŋ общ. = ŋц
.п∙ηм∙ ŋцеп..п. ŋ2п.к.
Согласно таблице 1 /2/
ŋцеп.п.= 0,92 – КПД
цепной передачи
ŋц.п. = 0,97 – КПД
цилиндрической передачи
ŋпк = 0,99 – КПД пары
подшипников
ηм. .= 0,98___
КПД муфты
ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,992∙0,98
= 0,857
Определяем требуемую мощность на валу
шнека−смесителя
Ртр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт
Определяем частоту вращения вала
шнека−смесителя
nном ===34,74 об/мин
Определяем требуемую мощность
двигателя
Ртр. =
Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3
мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин
nном = 700 об/мин dдв
= 32 мм.
Общее передаточное число
uобщ =
Выбираем для редуктора стандартное
передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи
uцеп=
Определяем частоты вращения и угловые
скорости всех валов привода
nдв=nном= 700 мин-1
nдв=nном= 700 мин-1
Определяем мощность на всех валах
привода.
Ведущем валу редуктора:
Р1= Ртр. ∙ηп. ∙ηм = 2,567∙0,98∙0,99
= 2,491 кВт
Ведомом валу редуктора:
Р2= Р1 ∙ ŋц.п
∙ηп к.. = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт
Выходном валу привода:
Р3= Р2∙
ηцеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт
Определяем крутящие моменты на валах:
Результаты расчёта предоставляем в
виде таблицы.
Таблица 1.1 - Силовые и
кинематические параметры привода.
Параметр |
Вал |
двигателя |
ведущий (быстроходный)
редуктора
|
ведомый (тихоходный) редуктора |
рабочей машины |
Мощность Р, кВт |
2,567 |
2,491 |
2,392 |
2,2 |
Частота вращения n, об/мин |
700 |
700 |
140 |
34,74 |
Угловая
скорость w,
1/с
|
73,27 |
73,27 |
14,65 |
3,64 |
Вращающий момент Т, Нм |
35 |
34 |
163,3 |
604,4 |
Определим ресурс привода.
Принимаем двухсменный режим работы
привода тогда
Lh=365·Lг·tc·Lc=365·6·2·8=35040 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата
15% ресурса.
Тогда
L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч.
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Выбор материала и назначение
термической обработки
Выбираем марку стали – 40Х для
шестерни и колеса, термообработка с улучшением.
Для шестерни:
НВ1=269…302 = 285,5;
Для колеса:
НВ2= 235…262 = 248,5;
По таблице 3.2 (2)
Определение допускаемых контактных
напряжений и напряжений изгиба
Определяем допускаемое контактное
напряжение
Где −Кнl=1-коэффициент
безопасности при длительной работе;
−[σн0]-допускаемое контактное напряжение
материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового
числа циклов напряжений зубьев NH0.
Расчетное допускаемое напряжение
[σH]=0,45∙([σH1]+[σH2])=0,45(580,9+514,3)=493
МПа
Определяем допустимые напряжения
изгиба для материала шестерни и колеса раздельно
Шестерня:
Где
2=1,03∙НВ2ср=1,03∙248,5=256МПа
1=1∙294=294МПа
2=
Где−К FL= 1-
коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.
− [σF0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе
циклов напряжений NF0.
Определение параметров передачи и геометрических размеров
колес
Принимаем расчетные коэффициенты:
- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого
расстояния (с.355 [3]) Ψа=b2 /aω=0,4;
- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного
диаметра шестерни Ψd=b2 /d1=0,3 ·Ψаω(u1+1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности
распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся
цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНβ=1.
Определяем межосевое расстояние передачи:
принимаем по ГОСТ 2144-76 aω=112 мм.
Определяем предварительные размеры колеса:
делительный диаметр
;
ширина венца
b2= Ψаּ aω=0,4ּ112=45 мм.
Определяем нормальный модуль зубьев:
принимаем по ГОСТ9536-60 mn=1,5 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º
Определяем число зубьев шестерни
Принимаем z1=24
Число зубьев колес:
z2=z1*u=24∙5=120
Фактический угол наклона зубьев:
β=arcos[(z1+z2)∙mn/(2aw)]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o20’
Определяем основные геометрические размеры передачи:
диаметры делительных окружностей
d1=mּn z1/cosβ= 1,5∙24/0,96428
=37,33 мм
d2=m nz2//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм
проверяем межосевое расстояние
;
диаметры окружностей вершин зубьев
dа1= d1 +2ּmn =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,
dа2= d2 +2ּmn =186,67+2·1,5=189,67 мм;
диаметры окружностей впадин зубьев
df1= d1
-2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5=
33,73 мм,
df2= d2
-2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07
мм;
ширина венцов
b2= Ψаּ aω=0,4∙112=44,8 мм
принимаем b2= 45 мм
b1= b2+2…5=45+2…5 = 47…50 мм.
принимаем b1= 50 мм
Силы в зацеплении передачи
Определяем окружную силу в зацеплении:
.
Определяем радиальную силу в зацеплении:
Fr1=Ft1ּtgαω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H
Определяем осевую силу в зацеплении:
Fа1=Ft1ּtgβ=1750•0,2746=481 Н
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям
изгиба
Определяем кружную скорость колес:
,
Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2
[2])
Уточняем коэффициенты:
-коэффициенты ширины венца колеса Ψd=b2/d1=45/37,33=1,205
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β=1,06 и КFβ=1,2
- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])
КН v=1,03 и KFV = 1.08
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά
=1,05
KFα=0,91
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих
поверхностей зубьев:
<
<[σн]= 493МПа
Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%
Что менее допустимой в 15%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
Z1/cosβ3 = 24/0,964283=27
Z2/cosβ3 = 120/0,964283=134
выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF1=3,85 и YF2=3,60
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:
Прочность зубьев обеспечивается.
Результаты расчета сводим в таблицу 2.
Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Проектный расчёт |
Параметр |
Значение |
Параметр |
значение |
Межосевое расстояние aω
|
112 мм. |
угол наклона зубьев: β |
15o20’
|
Модуль зацепления m |
1,5мм |
Диаметр делительной окружности
Шестерни d1
Колеса d2
|
37,33 мм
186,67 мм
|
Ширина зубчатого венца
Шестерни b1
Колеса b2
|
50
45
|
Число зубьев
Шестерни z1
Колеса z2
|
24
120
|
Диаметр окружности вершин зубьев
Шестерни da1
Колеса da2
|
40,37 мм
189,67 мм
|
Вид зубьев |
косозубая |
Диаметр окружности впадин зубьев
Шестерни df1
Колеса df2
|
33,73 мм
183,07 мм
|
Проверочный расчёт |
Параметры |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
примечания |
Контактное напряжение
σH МПа
|
493 |
450,1 |
Недогрузка 8,7% |
напряжение изгиба МПа |
σF1
|
294 |
110,1 |
Недогрузка |
σF2
|
256 |
123,8 |
Недогрузка |
Страницы: 1, 2
|