Спроектировать привод одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора

Министерство образования Российской федерации.

Южно-Уральский государственный университет.

Кафедра теоретической механики

Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи2

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10.Уточненный расчет валов

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η₁ = 0,95; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η₂ = 0,99; КПД клиноременной передачи η₃ = 0,97

η = η₁ η 2 ₂ η₃ = 0,95 * 0,99 2 * 0,97= 0,903

Мощность на валу звездочки конвейера

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Частота вращения звездочки конвейера

об/мин

По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности Р_тр = 8,5 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии АОП2-62-8 закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 720об/мин с параметрами Р_дв = 10 кВт

Номинальная частота вращения

рад/с

Общее передаточное отношение

Намечаем для редуктора передаточное число и =3; тогда для клиноременной передачи

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора

Частоты вращения и угловые скорости валов:

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр = 10 кВт; частота вращения ведущего шкива n_дв = 720 об/мин; передаточное отношение i_p = 3,15; скольжение ремня е = 0,015.

1. При частоте вращения меньшего шкива n_дв = 720 об/мин и передаваемой мощности Р = Р_тр = 10 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Н·м м

мм

мм

Видео:Сборка одноступенчатого цилиндрического редуктора.Скачать

Ближайшее стандартноезначение d₂ = 500 мм

6. Уточняем передаточное отношение с учетом скольжения

рад/с

окончательно принимаем диаметры шкивов d₁ = 160 мм и d₂ = 500 мм

8. Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале

a_min = 0,55 (d₁ + d₂ ) + h = 0,55(160 + 500) + 10,5 = 374 мм

где h= 6 мм высота сечения ремня.

Принимаем близкое к среднему значению а_р = 800 мм

мм

Ближайшее значение по стандарту L= 2800 мм

10. Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня

w = 0,5π (d₁ +d₂ ) = 0,5 * 3,14 (160 + 500) = 1036,2 мм; y = (d₂ – d₁ ) 2 =

мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01 * 2800 == 28 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L= 0,025 * 2800 = 70 мм для увеличения натяжения ремней.

11. Угол обхвата меньшего шкива

12. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи для привода к цепному конвейеру при односменной работе С_р = 1,0.

13. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня сечения Б при длине L= 2800 мм коэффициент С_L = 1,075

14. Коэффициент, учитывающий влияние угла при α₁ = 156° коэффициент С_α = 0,928

15. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче. Предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент С. = 0,95

16. Число ремней в передаче

где Р₀ — мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт; для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d₁ = 80 мм и i ≥ 3 мощность Р₀ = 3,35 Н (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L= 2800 мм, учитывается коэффициентом C_L );

17. Натяжение ветви клинового ремня

где скорость υ= 0,5ω_дв d₁ = 6 м/с; Θ — коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения О коэффициент Θ = 0,06

Н

Н

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для шестерни сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 210.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов [σ_н ] = 426 МПа.

Примем коэффициент ширины венца ψ_ba = 0,4.

Коэффициент К_Hβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_{H β} = 1,25.

Вращающий момент на валу колеса

Видео:РАБОТА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА. Анимация. Детали машин.Скачать

Н*м

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм

где и = 3 — принято ранее для рассматриваемого редуктора.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 224 мм

принимаем по ГОСТ 9563 — 60 т_n =3 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10 ° .

принимаем z₁ = 37. Тогда z₂ = z₁ u = 37*3 = 111.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса.

мм

мм

мм

мм

мм

Ширина колеса b₂ = ψ_ba *a_w = 0,4*224 = 90 мм.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 95 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

м/с

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

При ψ_bd = 0,85 твердости НВ = 42 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 50 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал: диметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τ_к ] = 20 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_{B 2} = 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 70 мм, под зубчатым колесом d_{K 2} = 75 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи

Шкивы клиноременных передач выполняются из чугуна СЧ 15. Расчетный диаметр шкива d_p = 280 мм. Угол наклона канавок при таком диаметре равен α = 40°.

мм

Видео:Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать

мм

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d₂ = 336 мм; d_а2 = 342 мм; b = 90 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6 * d_а2 =1,6 * 75 = 120 мм.

Длина ступицы l_ст = (1,2 ÷ 1,5)d_{k 2} = (1,2 ÷ 1,5) * 75= 90÷ 113 мм

Толщина обода δ₀ = (2,5 ÷ 4)m_n =(2,5 ÷ 4) * 3 = 7,5 ÷ 12 мм

Толщина диска при b = 90 мм: С =0,3*90=27 мм

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025а_w + 1 = 0,025 * 224 + 1 = 6,6 мм,

принимаем δ = 8 мм; δ₁ = 0,02а_w + 1 = 0,02 * 224 + 1 = 5,48 мм, принимаем δ₁ = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5 * = 12 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 * 8 = 12 мм,

р = 2,35δ = 2,35 * 8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03÷0,036)а_w +12 = (0,03÷0;36)224 + 12 = 18,72÷ 20,064 мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7÷0,75) d₁ = (0,7÷0,75)20 = 14÷15 мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5÷0,6)d₁ = (0,5÷0,6)20 = 10÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12.

Из предыдущих расчетов имеем

F_t = 6232 H, F_r = 2283 Н, F_a = 841 Н, F_B = 2162 H, l₁ = 112 мм и l₃ = 65 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206: d= 30 мм; D= 62 мм; В = 16 мм;С = 19,5 кН и С₀ = 10 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка Р_{r 1} = 1871 Н; осевая нагрузка Р_а = F_a = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1,2; К_Т = 1.

;

этой величине соответствует е ≈ 0,23

Р_э = (0,56 * 1 * 1060 + 2,4 * 317) * 1 * 1 = 1354 Н.

Видео:7.1.Редуктор цилиндрический одноступенчатый (Часть 1. Вид сверху)Скачать

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 206 имеют ресурс L_h = 40 * 10 3 ч, а подшипники ведомого вала 208 имеют ресурс L_h = 4 * 10 6 ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см ] = 100 ÷ 120 МПа, при чугунной [σ_см ] = 50 ÷ 70 МПа.

Ведущий вал : d = 24 мм; bх h= 8 х 4 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки l = 56 мм; момент на ведущем валу Т₁ = 43400 Н*мм;

МПа

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под муфтой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d= 55 мм; b х h = 10 х 8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм; момент Т₂ = 217 * 10 3 Н*мм;

МПа

Момент сопротивления изгибу

мм 3

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент получился близким к коэффициенту запаса s_τ = 9,8. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту, учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно короче, чем длина ступицы шкива, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании

По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Материал вала – сталь 45 нормализованная; σ_в – 570 МПа.

σ_-1 ≈ 0,43 σ_в = 0,43 * 570 = 245,1 МПа

Сечение А – А. Это сечение вала под зубчатым колесом. Вал в этом сечении 44 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Н * мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Видео:6.2 Кинематический расчет приводаСкачать

Н * мм

суммарный изгибающий момент в сечении А — А

Н * мм

Момент сопротивления кручению при d= 44 мм; b= 14 мм; t₁ = 5,5 мм

мм 3

Момент сопротивления изгибу

мм 3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа; Среднее напряжение σ_m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм 3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 * 1,49 = 0,37 дм 3 .

При контактных напряжениях σ_Н = 392 МПа и скорости υ = 6 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 * 10 -6 м 2 /с. Принимаем масло индустриальное И – 30А по ГОСТ 20799 – 75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1 и периодически пополняем его через пресс-масленки.

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие 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 для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные 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, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

1. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

2. Раветов Д.Н. Детали машин. М.: машиностроение, 1989. 496 с.

3. Иванов И.Н. Детали машин. К.: Высшая школа, 1984. 336 с.

4. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.В. Расчеты на прочность деталей машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1993. 639 с.

5. Детали машин: Атлас конструкций в двух частях / Под ред. Решетова Д.Н. М.; Машиностроение, 1992. Ч. I. 352 о.

6. Дунаев П.В., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985. 416 с.

источники:

Видео:Чтение сборочного чертежа редуктора. Чтение чертежейСкачать

https://evakuatorinfo.ru/sproektirovat-privod-odnostupenchatogo-tsilindricheskogo-kosozubogo-reduktora

🌟 Видео

Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора проект с чертежом, спецификацией и 3d моделямиСкачать

Анимация сборки цилиндрического редуктораСкачать

редуктор цилиндрический ц2уСкачать

Червячный редуктор - Анимация сборки и работыСкачать

9.1 Расчет валов приводаСкачать

1 этап компоновки цилиндрического редуктораСкачать

Изучение двухступенчатого цилиндрического редуктора. Детали машин.Скачать

Вал двухступенчатого редуктора ➤ Курсовой проект одного из студентовСкачать

Сборка цилиндрического одноступенчатого мотор редуктора серии PTСкачать

Курсовая работа. Проектирование привода.Скачать

4. Анализ типовых ошибок графической части курсового проекта по деталям машинСкачать

Эскизная проработка цилиндрического редуктораСкачать