Расчет привода

Расчет привода

Введение

электродвигатель привод редуктор шпоночный

С развитием промышленности более широкое применение получили редукторы, представляющие собой механизмы, состоящие из зубчатых и червячных передач, выполняемых в виде отдельного агрегата и служащие для передачи мощности от двигателя к рабочей машине (механизму).

Основное назначение редуктора - изменение угловой скорости и соответственно изменение вращающегося момента выходного вала по сравнению с входным.

Редукторы широко применяются как в машиностроении (конвейеры, подъёмные механизмы), так и в строительстве (ступени приводов питателей бетонного завода), а также в пищевой промышленности и бытовой технике (различные комбайны) и так далее.

Поэтому и существуют самые разнообразные виды редукторов, условно подразделяемых по признакам.

По признаку передачи подразделяют на:

-        цилиндрические;

-       конические;

-       червячные;

В свою очередь каждая из передач может быть с различными профилями и расположением зубьев.

Так цилиндрические передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями; конические-с косыми, прямыми и винтовыми.

Передачи выполняют с эвольвентными профилями зубьев и с зацеплением Новикова.

В зависимости от числа пар звеньев в зацепление (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно- и многоступенчатые.

По расположению осей валов в пространстве, различают редукторы с параллельными, соосными, перекрещивающимися осями входного и выходного валов.

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

электродвигатель привод редуктор шпоночный

-        электродвигатель; 2-клиноременная передача;

-цилиндрическая прямозубая передача;4- цепная передача.

Рисунок 1.1- Схема привода

Таблица 1.1. Исходные данные

. Последовательность соединения элементов привода

ДВ→РП→ЦЗП→ЦП→В.

Принимаем значения КПД элементов привода:

η_ЦЗП=0,98 - КПД цилиндрической зубчатой передачи;

η_ЦП=0,96 - КПД ременной передачи;

η_ЦП=0,92 - КПД цепной передачи;

η_ПК=0,99 - КПД пары подшипников качения;

Определим общий КПД привода:

η_ПР = η_М∙ η_ЦЗП∙ η_РП∙ η_ПК³=0,98∙0,92∙0,96∙0,99³=0,83

Определим требуемую мощность электродвигателя:

Р₁==4,5/0,83=5,42 кВт, где

Р₁ = 5,42кВт - мощность на выходном валу редуктора.

По таблице принимаем электродвигатель 112М4 с мощностью = 5,5 кВт и ч частотой вращения n₁=1500 об/мин.

Передаточное отношение ступеней привода.

Производим разбивку общего передаточного отношения по ступеням: принимаем передаточное число цилиндрической передачи и₃=4 и передаточное отношение редуктора u₁=2,5 (по ГОСТ 2185-66).

u_общ ==1500/35 = 43 - передаточное отношение привода.

U₂ =U_общ/u₁∙u₃=4,3- передаточное отношение ременной передачи.

Мощность на валах привода.

Р₁= 5,5 кВт

Р₂ = Р₁× ηη=5,5кВт × 0,96 × 0,99 =5,2 кВт

Р₃ = Р₂ × η × = 5,2 кВт × 0,97 × 0,99 = 5,01 кВт

Р₄ = Р₃ × η ×  = 5,01 кВт × 0,95 × 0,99 = 4,72кВт

Частоты вращения валов.

n₁n_дв= 1500 мин^-1

n₂ = n₁/u₁ = 1500/2,5= 600 мин^-1

n₃ = n₂/u₂= 600/4,3 = 139,5 мин^-1

n₄ =  = 139,5 /4 = 34,08 мин^-1

Угловые скорости вращения валов.

ω₁ =  = 3,14×1500/35=134 c^-1

ω₂ =  =134/2,5=53,8с^-1

ω₃ =  = 53,8/4,3= 12,51 с^-1

ω₄ =  = 12,51/4 = 3,12с^-1

Крутящие моменты на валах.

Т₁=  = 5,5×1000/134 = 41,04·10 ³Н×мм

Т₂ = T₁ ×η_р.п. ×η_п.п.× u₁= 41,04× 0,96 × 0,99 ×2,5= 97,52·10 ³Н ×мм

Т₄ = T₃ ×η_п.п. ×η_з.п.× u₃= 402,70× 0,99 × 0,95 × 4 = 1514,95·10 ³Н×мм

2. Расчет цилиндрической передачи редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость НВ=270, для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, НВ=245

Допускаемое контактное напряжение:

[s_F]_H=

Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меннее HB 350 и термообработкой (улучшение)

s_{Н limb}=2НВ+70=2×245+70=560 Мпа

 - Коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают:

;  = 1,15

Принимаем допускаемое напряжение по колесу:

[s]H =

Вращающий момент:

на валу шестерни

На валу колеса:

 = = 97,52· H

Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев.

Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

Здесь принято . Ближайшее стандартное значение

Нормальный модуль зацепления:

 = (0,01  0,02)= (0,01  0,02) 112 = 1,122,24 мм

Принимаем  = 2 мм.

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

 =  =  =

Принимаем  = 28

Тогда  =  · U = 28 · 2,5 = 70

Основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры:

=

=

Проверка:

=  =  = 84 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2 = 56 + 2· 2 = 60 мм,

d_a2 = d₂ + 2 = 112 + 2· 2 = 116мм

b₂ =  ·  = 0,4100= 40 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂ + 5 = 40 + 5 = 45мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 =  =  = 0,80

Окружная скорость колес:

V =  =  = 3,75 м/с

При такой скорости принимаем 8-ую степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки:

Значения  даны в табл. 3.5: при , твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжений цепной передачи  при  и 8-й степени точности  По для прямозубых колес при  имеем = 1,0.

Таким образом

Проверка контактных напряжений

s_{Н =}  =  = 358,3Мпа[s]H

Допускаемые напряжение

для стали 40х улучшенной при твердости HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношения:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия пени точности

Проверяем прочность зуба колеса:

Условие прочности выполнено.

3. Расчет клиноременной передачи

При таком значении в табл. 5.6 рекомендуется выбирать сечение А ремня с площадью поперечного сечения А=

Выбираем диаметр D ведущего шкива. Минимальное значение . Однако для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется брать -2 номера больше.

Принимаем

Определяем передаточное отношение U без учета скольжения

Где,  - частота вращения двигателя

- частота вращения ведомого вала ременной передачи

Находим диаметр  ведомого шкива, приняв относительное скольжение

где  - придаточное отношение

 -диаметр шкива

Принимаем

Уточняем передаточное отношение  с учетом

Пересчитываем

Расхождение с данными  

Принимаем = 112 мм;

Определяем межосевое расстояние а

 (60)

 (61)

 мм

 мм

Принимаем близкое к среднему значению а = 499 мм

Расчетная длина ремн

 (62)

Принимаем

Вычисляем

Определяем новое значение а с учетом стандартной длины L

·194мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 · L = 0,01 · 1400 = 14 мм

Для увеличения натяжения ремней предусмотреть возможность увеличения на

,025 · L = 0,025 · 1400 = 35 мм

Угол обхвата меньшего шкива

V = 0,5 ··  =0,5 · 134· 112 ·

Находим величину окружного усилия  передаваемого одним клиновым ремнем сечения А при U=1;

на один ремень

Допускаемое окружное усилие ремня

[F]

Здесь

Коэффициент учитывающий влияния ремня

Коэффициент режима работы при заданных выше условиях

[F] = 207 · 0,955 · 0,947 · 1 = 187 H

Определяем окружное усилие

Где - требуемая мощность двигателя

V - скорость, м/с

Расчетное число ремней

Принимаем Z = 3

Определяем усилие в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного напряжения

Предварительное напряжение каждой ветви ремня

Рабочее напряжение ведущей ветви

 Н

Тоже ведомой ветви

Усилие на валы

4. Проектный расчет валов редуктора

Принимаем материал для ведущего вала Сталь 45 термообработка - улучшение,

Определяем диаметр выходного конца d1

 Диаметр вала под шкив;

 Диаметр вала под уплотнение;

 Диаметр вала под подшипник;

 -Диаметр вала под буртик.

Рисунок 2. Эскиз ведущего вала

Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45, термообработка - нормализация,

Определяем диаметр выходного конца

мм - диаметр вала под звездочку; можно ли 30

мм - диаметр вала под подшипник;

мм - диаметр вала под зубчатое колесо

мм - диаметр вала под буртик

Рисунок 3. Эскиз ведомого вала

5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры d1 = 44,8 мм; da1 = 48,8 мм; b1 = 50 мм

Размеры кованого колеса: d2 = 179,2 мм; da2 = 183,2 мм; b2 = 45 мм;

Определяем диаметр ступицы:

мм

Определяем длину ступицы:

 67,5 мм

Принимаем

Определяем толщину обода

Принимаем:

Определяем толщину диска

С = 0,3 ·

6. Конструктивное оформление корпуса и крышки редуктора

Определяем толщину стенок крышки

принимаем

принимаем

Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки

Верхнего пояса корпуса и крышки

b = 1,5 = 1,5

Нижнего пояса корпуса

р = 2,35  принимаем р= 20 мм

Определяем диаметры болтов

Фундаментальных болтов

d1 = ()a + 12 = ()112 +12 =15,4 16,03 мм, принимаем болты с резьбой М16.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = ()d1 =) =11,2 12 мм, принимаем болты с резьбой М12.

Соединяющих крышку с корпусом

d3 = ()d1 =) =8 9,6 мм, принимаем болты с резьбой М10.

7. Расчет подшипников на долговечность

Подбор подшипников

Для ведущего вала подбираем шариковые радиальные 306 с параметрами:

d = 30 мм; D = 72 мм; B = 19 мм; C = 21,6 кН;

Для ведомого вала 208 с параметрами:

d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; C = 25,1 кН;

Усилия действующие на валы

Ведущий вал:

От ременной передачи:

;

От косозубой цилиндрической передачи редуктора:

Окружная

Силы в зацеплении равны, но направлены в разные стороны

Ведомый вал:

Ведущий вал. Определяем опорные реакции, предварительно составив расчетную схему, изгибающие моменты и строим эпюры

Расстояние между опорами (подшипниками) и точками приложения сил находим по чертежу

Горизонтальная плоскость «Н»

∑m(A) = 0;

∑m(B) = 0;

Проверка:

Изгибающие моменты:

;

;

;

Вертикальная плоскость «V»

∑m(A) = 0;

∑m(B) = 0;

Изгибающие моменты:

Проверка долговечности подобранных подшипников

Суммарные реакции

Эквивалентная нагрузка  для подшипника А не воспринимающего нагрузку

Расчетная долговечность млн.об.

Расчетная долговечность, ч.

ч

Рассмотрим подшипник В, воспринимающий осевую нагрузку

Отношение  этой величине соответствует С 0,216

Отношение

По табл. 7.3 [1] принаходим

Х = 0,56; y = 2,256

Эквивалентная нагрузка:

X = 0,56; V = 1;  = 1,2

ч.

Найденная долговечность подшипников приемлема.

Рисунок 4. Эпюры ведущего вала

Ведомый вал

Горизонтальная плоскость «Н»

∑m(A) = 0;

∑m(B) = 0;

Проверка:

Изгибающие моменты:

;

;

Вертикальная плоскость «V»

Опорные реакции

Изгибающие моменты:

Суммарные реакции

Более нагруженным является подшипник А, воспринимающий, кроме радиальных усилий, осевую.

Для него эквивалентная нагрузка

V =  = 1;

при находим е= 0,207

Находим отношение

приоределим

Х = 0,56; y = 2,008

Получим

Расчетная долговечность млн.об.

Расчетная долговечность, ч.

 ч

Рисунок 4. Эпюры ведомого вала

8. Выбор посадок

Посадки зубчатого колеса на вал Н7/р6 по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке 2-го класса точности А/Пл по ОСТ.

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Н7/h6 (соответствует А/с по ОСТ)

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, чему соответствует  по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7, чему соответствует  по ОСТ.

Посадка звездочки цепной передачи на ведомый вал Н7/h6

9. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны  определяем из расчета 0,25  масла на 1 кВт передаваемой мощности: .

По табл. 8.8 устанавливаем вязкость масла. При скорости  м/с рекомендуемая вязкость  По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-маслёнки. Сорт смазки - УТ - 1 ГОСТ 1957 - 73 (

10. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

Наведущий вал насаживают мазе удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100;

В ведомый вал закладывают шпонку 14×9×45 и напрессовывают втулку, мазе удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; перед поставкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Заключение

. В ходе проведенной работы я научился проектировать редуктор.

Рассмотрел и усвоил расчеты соединений, передач, валов. Научился подбирать подшипники качения и рассмотрел различные виды существующих подшипников. Произвел расчеты шпонок и рассмотрел их различные виды. Выбрал систему смазки, смазочный материал и уплотнительные устройства, обеспечивающие наилучшую работу привода. Рассмотрел различные виды корпусов, корпусных деталей и их основные параметры. Изучены мероприятия по восстановлению быстро изнашиваемых деталей.

. Задание на курсовую работу было: спроектировать цилиндрический косозубый редуктор по следующим данным:

;

=55 мин^-1.

. При выполнении курсовой работы на тему: «Проектирование привода с горизонтальным цилиндрическим редуктором с косозубыми колесами», были получены следующие данные: необходимая входная мощность 2.381 кВт, частота вращения 1000 мин^-1. При расчете цилиндрической передачи получены следующие данные межосевое расстояние а_w=112мм, передаточное число 4. Корпус редуктора выполнен из серого чугуна. Корпус служит для размещения в нем деталей передачи, их координации и защиты от загрязнения.

Литература

1. Анурьев, В.К. Справочник конструктора-машиностроителя в 3х томах -М: Машиностроения, 2010г.

. Чернавский,.А., Бохов, К.Н., Чершин, И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - М: Машиностроение, 2008 г., - 416 с

. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М: высшая школа, 1991- 360с

. Гузенков, П.Г. Детали машин. 4-е издание - М: Высшая школа, 1986г.-360с.

. Детали машин: Атлас конструкций под реакцией Решетова, Д.Н. - М: Машиностроение, 2009 г. - 336с

. Дунаев, П.Ф., Лешков, О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М: Высшая школа, 2004 г. - 336с.

. Кузьмин, А.В., Чершин, И.М., Козинцев, Б.В. Расчеты детали машин, 3-е издание - Минск: Высшая школа, 2014 г. - 402 с.

. Кукмин, Н.Г., Кукмина, Г.С. Детали машин, 3-е издание - М: Высшая школа, 1986г. - 402с

. Реховский, О.А., Детали машин: Учебник для ССУЗовРеховский, О.А., Клыпин, А.В. М: «Дорфа», 2012 г. - 288 с.

Иванов, М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Издание 3-е доп. И перераб.

М: Высшая школа, 2009 г. - 390с

. Курмау, Л.В., Скойбеда, А.Т. Летали машин. Проектирование - Мн: УП «Технопринт», 2011 г. - 290с

. Березовский, Ю.Н., Чернявский, Д.В., Петров, М.С. Под Реакцией Н.А. Бородина Детали машин: Учебник для машиностроительных техникумов. - М: Машиностроительных техникумов. - М: Машиностроение, 2010г. - 384 с.

. Детали машин в примерах и задачахНичипорник, С.Н., Корженцевский, Н.К., Калачев, В.Ф. и др -: Высшая школа, 1984 г. - 332 с.