Конструктивный расчет редуктора

Конструктивный расчет редуктора

Задание для РГР

Рассчитать и спроектировать привод грузоподъемного устройства двухступенчатого редуктора (схема 21), используемого в приводной станции грузоподъемной машины (схема 92).

Схема привода грузоподъемной машины:

-электродвигатель; 2-муфта; 3-редуктор; 4-барабан

Таблица 1 Задание для РГР

Введение

Привод грузоподъемной машины сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 32 м/мин.

Привод грузоподъемной машины состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт. Подъем груза осуществляется тросом, который наматывается на барабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через редуктор и муфты. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частоты вращения до требуемой величины.

Редуктор состоит из быстроходной косозубой передачи и тихоходной прямозубой передачи. Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием.

1. 
Обработка исходных данных

1.1 Диаметр грузового каната

Выбираем диаметра каната

Диаметр барабана

Диаметр барабана определяем по формуле:

Полученный диаметр барабана округлим в соответствии с нормативными линейными размерами по ГОСТ 6636 - 69 [2, c.452] и принимаем .

Определим длину барабана по формуле:

Определение крутящего момента и частоты вращения барабана

Определим крутящий момент барабана по формуле:

Определим частоту вращения барабана:

2.      
Выбор электродвигателя

2.1 Определение потребной мощности для подъема груза

Потребную мощность для подъема груза определим по формуле:

где

где

где

где

где

Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя

Частоту вращения вала определим по формулы:

где

Учитывая полученный диапазон частот вращения вала выбираем электродвигатель по таблице 24.9 [2]

АИР 160S8 ТУ 16-525.564-84

3.       Определение передаточного отношения редуктора и привода

4.       Разработка исходных данных для ввода ЭВМ

Расчет крутящего момента на выходе

Допускаемые контактные напряжения

Термообработку материала выбирают, учитывая следующие условия:

1.      

.       

.       

Так как то выбираем для материала термообработку -

Допускаемое напряжение:

Принимаем:

Назначение относительной ширины

Эквивалентное время работы

Эквивалентное время работы Lhe назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 по следующим правилам:

по табл. 8.10 [3] определяем коэффициент mH;

находим Lhe по формуле:

где Lh - заданный срок службы, час.

Код и номер схемы редуктора

Код - 31

Схема - 21

.       
Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

5.1 Оценка условий сборки и условий смазки

Вариант №1

 , ,  

Вариант №2

 , ,  

Вариант №3

 , ,  

Вариант №4

 , ,   

Вариант №5

 , ,  

Вариант №6

 , ,  

Условиям удовлетворяет вариант №4

6.      
Определение вращающих моментов и частот вращения валов для оптимального варианта компоновки редуктора

6.1 Определение вращающих моментов

Определение частот вращения

Определение окружных скоростей

Геометрический расчет зубчатых передач редуктора

Прямозубые передачи(тихоходная ступень)

Делительные диаметры:

Диаметры вершин:

Диаметры впадин:

Начальные диаметры:

, , ,

Косозубые передачи(быстроходная ступень)

, , ,

Делительные диаметры:

Диаметры вершин:

Диаметры впадин:

Начальные диаметры:

Коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:

=1,42

Коэффициент осевого перекрытия:

=2,74, где

Суммарный коэффициент перекрытия:

=4,16

7.      
Расчет на прочность зубчатых передач редуктора

Материалы, термическая и химико-термическая обработка зубчатых колес

Для тихоходной ступени выбираем материал Сталь 12ХН3А с твердостью 56…63 HRC и термообработку цементация. Для H1=H2=59HRC. Материалы и обработку зубчатых колес выбираем по таблице 8.9[3].

Для быстроходной ступени выбираем материал Сталь 40ХФА с твердостью 50…59 HRС и термообработку азотирование. Для H1= H2=57HRC. Материалы и обработку зубчатых колес выбираем по таблице 8.9[3].

Допускаемые контактные напряжения

Для быстроходной ступени:

где NH0 = 30×HB2,4 £ 12×107=12,34×107=12×107(принимаем)

NHE1 = NH × KHE = 60 × nw × n × Lh × mH =60×1×727×7500× 0,125=40893750

NHE2 = NH × KHE =60×nw × n × Lh × mH =60×1×128,22×7500× 0,125=7212375

[sH] = 0,5([sH]1 + [sH]2) £ 1,25 [sH]min , МПа

Для тихоходной ступени:

NH0 = 30×HB2,4 £ 12×107=13,4=12×107(принимаем)

NHE1 = NH ×KHE =60 ×nw × n × Lh × mH =60×1×128,22×7500× 0,125=7212375

NHE2 =NH ×KHE =60× nw × n × Lh × mH =60×1×37,27×7500× 0,125=2096427,5

Допускаемые напряжения изгиба

Для быстроходной ступени:

NF0 = 4×106,

YR = 1, YА = 1

NFE = 60 × nw × n × Lh × mF =60×1×727×7500×0,038=12431700

NFE = 60 × nw × n × Lh × mF =60×1×128,22×7500×0,038=274216

Для тихоходной ступени:

= 4×106,

YR = 1, YА = 1

NFE = 60 × nw × n × Lh × mF =60×1×128,22×7500×0,038=2192562

NFE = 60 × nw × n × Lh × mF =60×1×37,27×7500×0,038=637317

Контактные напряжения в зацеплении передачи

Для быстроходной ступени:

Епр = 0,215×106 МПа, , ybd = 0,5bw / dw1= 0,5

KH = KHa × KHb × KHV =1,291a=1,07, KHb=1,16, KHV=1,04,

Для тихоходной ступени:

Епр=0,215×106 МПа,  KHa=1,07, , ybd = bw / dw1=0,75, KHb=1,02, KHV=1,04,

KH = KHa × KHb × KHV =1,135

Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса

Для быстроходной ступени:

ZFb = KFa × Yb / ea=0,679

=2565 Н

KF= KFb× KFV=1,25×1,01=1,2625

zV1 = z1Б / cos3b=22, YF1=4,08

sF1Б = YF1 × ZFb × Ft × KF / (bw /2× m)=258 МПа

sF1Б = 258 МПа

sF2Б = sF1 × YF2 / YF1 =238 МПа

zV2 = z2Б / cos3b=129, YF2=3,76

sF2Б = 238 МПа

Для тихоходной ступени:

YF1=3,92, YF2=3,74

=14279 Н

KF= KFb× KFV=1,18×1,05=1,239

sF1Т = YF1 × Ft × KF / (bw × m)=550 МПа

sF1Т =550 МПа

sF2Т = sF1 × YF2 / YF1=524 МПа

sF2Т =524 МПа

Заключение о работоспособности передачи

1)      контактная выносливость поверхностей зубьев:

) изгибная выносливость зубьев шестерни:

sF1Б = 258 МПа

sF2Б = 238 МПа

) изгибная выносливость зубьев колеса:

sF1Т =550 МПа

sF2Т =524 МПа

Вывод

Все условия прочности выполняются, значит передачи являются работоспособными.

Контактные напряжения получились по значениям значительно меньше, чем допускаемые, а это значит, что передачи работоспособны.

Рабочие напряжения изгиба получились значительно меньше допускаемых, но это допустимо для закрытых зубчатых передач, т.к. нагрузочная способность таких передач ограничивается контактной выносливостью зубьев.

8.      
Эскизная компоновка редуктора

Определение диаметров вала

Для быстроходного вала:

=

где  - диаметр вала электродвигателя, который определяется по таблице 24.7[2]

Значения  определяются по таблице 1.9[1]

Для промежуточного вала:

В целях унификации принимаем

Для тихоходного вала:

Определение расстояний между деталями

+3, L = 0,5×(da2 Б + da2 Т) + aw Б + aw Т

L = 0,5(38,5+237,5)+115+150=403 мм

+3  

b0 = (3…4)×a=3×10,5=31,5 мм. Принимаем b0 =32 мм

B = bw Б + bw Т + 3×a=116,7 мм. Принимаем B =120 мм

LМБ= 1,5 × d1 =60 мм, LМТ = 1,5 × d =100,5 мм

LКБ = 1,2× dП =54 мм, LКТ = 1× dП =75 мм

Остальные размеры берем из рисунка.

Подбор подшипников качения для валов редуктора

Для быстроходного и промежуточного вала:

Выберем шариковый радиальный подшипник №209 легкой серии по ГОСТ 8338-75[2, с.459].

, , , , , ,

Для тихоходного вала:

Выберем шариковый радиальный подшипник №215 легкой серии по ГОСТ 8338-75[2, с.459].

, , , , , ,

9.      
Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

Определение усилий действующих на вал

Для :

Для :

,  не учитываются, т.к. эти силы в нашем случае равны нулю. Принимаем

Расчетная схема нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости

Участок 1:

Участок 2:

Участок 3:

Участок 4:

Расчетная схема нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости

Участок 1:

Участок 2:

Участок 3:

Участок 4:

Расчет суммарных изгибающих моментов

Определение суммарных опорных реакций

Определение фактического запаса прочности

В I и III сечениях:

Для вала назначаем Сталь 45:

Симметричный цикл нагружения:

Для шпоночного паза:

В сечении II:

Для вала-шестерни(шлиц):

Условие усталостной прочности в I, II и III сечениях выполняется, значит вал является работоспособным.

10.     Проверочный расчет подшипников качения промежуточного вала по динамической грузоподъемности.

Реакция в опоре А и В:

Исходные данные:

Тип: шариковый радиальный подшипник

,

Режим I (переменный)

Условие работоспособности подшипника:

 - эквивалентная динамическая нагрузка (для шариковых подшипников), L - ресурс,  - коэффициент надежности,  - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла

P - эквивалентная динамическая нагрузка

Условие прочности подшипников выполняется.

11.  
Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Решение вопроса о необходимости установки шпонки под шестерню

Из ГОСТ 23360-78 [2, табл. 24.29] выбираем шпонку по диаметру вала.  Шпонка  ГОСТ 23360-78

 значит на быстроходном вале-шестерне шпонка не нужна

Из ГОСТ 23360-78 [2, табл. 24.29] выбираем шпонку по диаметру вала.  Шпонка  ГОСТ 23360-78

 значит на тихоходном вале-шестерне шпонка не нужна

Расчет шпонок на быстроходном валу

Подбираем по диаметру вала , т.к. конец вала - конический, шпонку с размерами . Определим рабочую длину шпонки из условия прочности по напряжениям смятия .

Расчет шпонок на тихоходном валу

Расчет шпонок на промежуточном валу

Список литературы

редуктор грузоподъемный привод прочностной

1. Задания на курсовой проект: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Сост.: Прокшин С.С., Сидоренко А.А., Федоров В.А., Минигалеев С.М. - Уфа: УГАТУ, 2006. - 34 с., ил.

2.       Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов.- 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2003 - 496 с., ил.

3. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 2000 - 383 с., ил.

4.       Стандарт предприятия. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению, изложению, оформлению. СТП УГАТУ 002-98. Изд. УГАТУ, Уфа, 1998. - 81 с., ил.