Расчет двухступенчатого редуктора
Задание
Спроектировать привод конвейера
Поз.
|
Элемент
схемы
|
Исходные
данные
|
Значение
|
1
|
Электродвигатель
|
Окр.
усилие на звездочке, кН
|
6,5
|
2
|
Муфта
|
Скорость
цепи, м/с
|
0,3
|
3
|
Ременная
передача
|
Шаг
цепи t, мм
|
125
|
4
|
Редуктор
|
Число
зубьев звездочки z
|
8
|
5
|
Звездочка
|
Срок
службы, лет
|
7
|
Введение
Привод подвесного ленточного конвейера, который
необходимо спроектировать, включает в себя:
) электродвигатель асинхронный короткозамкнутый
трёхфазный;
) двухступенчатый редуктор. Двигатель для
привода выбирается из стандартных по требуемой мощности и частоте вращения
вала.
Передаваемый им момент через муфту передаётся
редуктору, в котором он увеличивается за счёт уменьшения угловой скорости, а
затем через вторую муфту на приводной барабан конвейера.
Основные задачи, которые необходимо решить в
ходе работы относятся в основном к редуктору, это разработка привода
удовлетворяющего всем техническим требованиям, предъявляемым к нему. Редуктор
должен быть собран из стандартных деталей и его размеры необходимо выбирать из уже
имеющихся, чтобы в процессе эксплуатации их можно быстро и легко заменить. Для
этого из нескольких вариантов редукторов и двигателей необходимо выбрать
наиболее оптимальный с точки зрения предъявляемых к нему требований.
Определение требуемой мощности двигателя
Определяем искомую мощность Р, Вт
Р= ,
Где F - тяговое усилие на звездочке,
- скорость ленты,
η - КПД привода
ηобщ=η1+
η2+ η3+ η4
η1 - зубчатая передача;
η2 - КПД муфты;
η3 - ременная передача;
η4 - КПД подшипников.
η общ= 0,99×0,993×0,972×0,96= 0,88
Мощность P= = 2,21 кВт
Принимаем мощность двигателя 2,20
кВт
Общее передаточное число
двухступенчатого редуктора:
= U1+U2+U3
Пусть U= 3×4×5= 60
Определяем частоту вращения
двигателя:дв=nрмU’,
где nрм - частота вращения рабочего
органа машины.
Для цепных конвейеров:
рм= ,
V - скорость конвейера, м/с;- число
зубьев ведущей звездочки;- шаг тяговой цепи, мм.рм= =18 мин-1дв= 18×60 = 1080
мин-1
Принимаем частоту вращения двигателя
- 1000 мин-1
Фактическое передаточное число
определяем по ГОСТ.= = = 55.55= 2×5,6×5 = 56
Погрешность ∆U = ×100% = -0.81%
Принимаем окончательные передаточные
числа:= 2, U2 = 5,6, U3 = 5
Определение силовых и кинематических
параметров двигателя
Частота вращения двигателя, мин-1:
Двигатель n1= nдв = 1000 мин-1
Быстроходный вал: n2 = = = 500 мин-1
Промежуточный вал: n3 = 89,28 мин-1
Выходной вал: n4 = 17,85 мин-1
Угловая скорость ω, с-1
Двигатель: ω1 = = 104,6 с-1
Быстроходный вал: ω2 = = = 52,3 с-1
Промежуточный вал: ω3 = = 9,33 с-1
Выходной вал: ω4 = = 1,86 с-1
Вращающий момент Т, Нм
Двигатель: Т1 = = 21,03 Нм
Промежуточный вал: Т3 = T2 × U2 = 42,06 × 5,6 = 235,5
Нм
Выходной вал: Т4 = T3 × U3 = 235,5 × 5 = 1177,6
Нм
Термообработка
Выбираем материал зубчатых колес и
валов - сталь 45
Выбираем термообработку - улучшение.
Твердость зубчатых колес d2 и d4
принимаем 250 НВ
Твердость шестерен d1 и d3 - НВ2,4 +
10 = 260 НВ
Контактные напряжения:
σНlimB1,3 = 2HB1,3 + 70 = 570
МПа
σНlimB2,4 = 2НВ2,4 + 70 = 590
МПа
Допускаемые контактные напряжения
при расчете на сопротивление усталости для шестерни:
σН = = = 536,36 МПа
Допускаемые контактные напряжения
при расчете на сопротивление усталости для колеса:
σН = = = 518,38 МПа, где- коэффициент
долговечности;- коэффициент безопасности.
Принимаем σН = 518 МПа
Допускаемые напряжения на изгиб
зубьев:
σF1,3 = = = 267,4 МПа
σF2,4 = = 257,1 МПа
Принимаем σF = 257 МПа
Расчет ступеней редуктора.
Рассчитываем тихоходную ступень.
Межосевое расстояние определяем по
формуле:
а ≥ Ка × (и + 1) × , где:
Ка - вспомогательный коэффициент;-
передаточное число ступени;
Khβ - коэффициент
неравномерности нагрузки;
Т - крутящий момент;
ψba - коэффициент
ширины венца колеса
а = 495 × (5 + 1) × = 284, 29 мм
Принимаем межосевое расстояние aт по
ГОСТ = 315 мм
Ширина колеса b4 = aт × ψba
= 315 ×
0,2 = 63 мм
Ширина шестерни принимается на 2 - 4
мм больше ширины колеса: b3 = 65 мм
Модуль определяется:= (0,01 … 0,02)
a = 2,8 … 5,6= 3,5= = 30 = z3 × u = 150
Уточняем фактическое межосевое
расстояние:
aω = = = 315 мм
Принимаем z3 = 30, z4 = 150
Высота зуба h = 2,25m = 2,25 × 3,5 =
7,875мм
Высота головки зуба h` = m = 3,5 мм
Высота ножки зуба h`` = 1,25m =
4,375мм
Делительный диаметр d3 = mz3 = 3,5 × 30 = 105 мм
Делительный диаметр d4 = mz4 = 3,5 × 150 = 525
мм
Диаметр вершин зубьев da3 = d3 + 2m
= 105 + 7 = 112 мм
Диаметр вершин зубьев da4 = d4 + 2m
= 525 + 7 = 532 мм
Диаметр впадин зуб. колес:= d3 -
2,5m = 105 - 8,75 = 96,25 мм= d4 - 2,5m = 525 - 8,75 = 516,25 мм
Рассчитываем быстроходную ступень.
Межосевое расстояние определяем по
формуле:
а ≥ Ка × (и + 1) ×
а = 495 × (5,6 + 1) × = 177,3 мм
Принимаем aб = 180 мм
Ширина колеса b2 = aб × ψba
= 180 ×
0,2 = 36 мм
Ширина шестерни b1 = 38 мм
Модуль mб = (0,01 … 0,02)a = 1,8 …
3,6 = 2,5
Число зубьев z1 = = 21,8= 21,81 × 5,6 = 122,1
Уточняем фактическое межосевое
расстояние:
aω = = = 179,8 мм
Принимаем z1 = 22 мм, z2 = 122 мм
Высота зуба h = 2,25m = 2,25 × 2,5 = 5,625
мм
Высота головки зуба h` = m = 2,5 мм
Высота ножки зуба h`` = 1,25m = 1,25
× 2,5 = 3,125
мм
Делительный диаметр d1 = mz1 = 22 × 2,5 = 55 мм
Делительный диаметр d2 = mz2 = 2,5 × 122 = 305
мм
Диаметр вершин зубьев da1 = d1 + 2m
= 55 + 5 = 60 мм
Диаметр вершин зубьев da2 = d2 + 2m
= 305 + 5 = 310 мм
Диаметр впадин зуб. колес:= d1 -
2,5m = 55 - 6,25 = 48,75 мм= d2 - 2,5m = 305 - 6,25 = 298,75 мм
двигатель шестерня
подшипник шпоночный соединение
Расчет валов
Диаметр выходного конца ведущего
вала под подшипник: d ≥ , где:
Т - крутящий момент, Н × мм
[]кр - допускаемое напряжение на
кручение d4 = = 61,75 мм= = 37,2 мм= = 20,33 мм
Диаметр
вала под зубчатое колесо:= = = 66,52 мм= = 40,09 мм= = 21,90 мм
На
быстроходном валу шестерня изготавливается вместе с валом.
Принимаем,
что диаметр вала под зубчатое колесо будет равен:= 68 мм, d3 = 42 мм, d2 = 25
мм
Шпоночные
соединения
Длина
шпонки должна быть меньше длины ступицы на 2…10 мм
Выбираем
стандартную стальную призматическую шпонку
Расчет
на смятие σсм = ≤ [σ]см, где:-
рабочая длина шпонки,- глубина врезания в паз вала,
[σ]см -
допускаемое напряжение смятия, 110 … 140 МПа
σсм4 = = 141,6 МПа
Увеличиваем
ступицу колеса до 72 мм. Тогда:
σсм4 = = 133,5 МПа
На
промежуточном валу сила смятия:
σсм3 = = 71,81 МПа - колесо
σсм2 = = 20,49 МПа - шестерня
Выбор
подшипников
В
редукторе принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные:
-
для тихоходного вала, с d = 60мм, D = 130мм, B = 31мм
-
для промежуточного вала, с d = 35мм, D = 72мм, B = 17мм
-
для быстроходного вала, с d = 20мм, D = 47мм, B = 14мм
Смазка
зубчатых зацеплений и подшипников
Смазывание
производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до
уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.
Объем
масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кBт передаваемой
мощности= 0,25 х 3,417 = 0,85дмЗ
По
таблице устанавливаем вязкость масла. Рекомендуемая вязкость масла должна быть
примерно равна 22 х 10-6 м2/с.
По
таблице принимаем масло индустриальное И-20А.
Камеры
подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УT-l, периодически
наполняем его шприцем через пресс - масленку.
Заключение
При
расчете редуктора важную роль играют правильный выбор комплектующих, их
максимальная надежность и долговечность, минимальная цена. Наиболее важной
задачей при разработке привода, было обеспечение нормальной работы в течение
заданного срока службы.
Библиографический
список
1.
С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Д.В. Чернилевский
Курсовое проектирование деталей машин. - М: Машиностроение, 1995 - 351с.
.
Г.М. Ицкович, В.А. Киселёв, С.А. Чернавский Курсовое проектирование деталей
машин. - М: Машиностроение, 1965 - 395с.
.
С.А. Чернавский, К.М. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В. П. Козинцов,
Курсовое проектирование деталей машин. - М: Машиностроение, 1978 - 416с.
.
А.Е. Шейнблит, Курсовое проектирование деталей машин.- М: Маши-ностроение, 1991
- 432с.
.
Г.Б. Иосилевич Детали машин. - М: Машиностроение, 1988 - 368с.