Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач

Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач

Содержание

привод электродвигатель зубчатая передача редуктор

Введение

Задание и исходные данные на курсовой проект

Выбор электродвигателя

Силовой расчет привода

Расчет зубчатых передач

Проверочный расчет

Компоновка цилиндрической зубчатой передачи

Расчет валов

Расчет подшипников качения

Расчет штифтового предохранительного устройства комбинированной муфты

Литература

Введение

Привод - устройство приводящие в движение машину или механизм с преобразованием подводной энергии.

Приводы бывают механические, электрические, комбинированные, кинематические.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные, шевронные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.) относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, и т. д.)

Проектирование - это разработка общей конструкции изделья.

Конструирование - это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект - это техническая документация, полученная в результате проектирования и конструирования.

Задание и исходные данные на курсовой проект

Схема привода

. Электродвигатель

. Передача клиноремённая

. Редуктор горизонтальный шевронный

. Муфта комбинированная

. Барабан приводной с опорами

Исходные данные

F_t = 1650 H

V = 2,05 м/c

D_бар = 0,275 м

t = 6,5 час

T’/T = 0,60

Суточный график нагрузки

Срок работы 5 лет

Выбор электродвигателя

Определение частоты вращения барабана конвейер n_б:

n_б = 60V/πD_б = 60 2,05/3,14 0,275 = 142,4 об/мин.

Определение мощности на барабане конвейера N_б:

N_б = Fe V/ 1000 = 1,65 10³  2,05 / 1000 = 3,4 кВт.

Определение мощности на валу электродвигателя N₁:

N₁ = N_б /η_общ,

где: η_общ - общий КПД привода от барабана конвейера до электродвигателя.

η_общ = η_рп ∙ η_ш ∙ η_м ∙ η_п ∙ η_п³ = 0,95 ∙ 0,98 ∙ 0,99 ∙ 0,99³ = 0,89

где : η_рп - КПД ремённой передачи;

η_ш - КПД шевронной передачи;

η_м - КПД муфты;

η_п - КПД пары подшипников качения.

N₁ = N₁ = N_б /η_общ = 3,4/0,89 = 3,82 кВт.

Выбираем электродвигатель N = 4 кВт >3,82 кВт.

S2: N_дв1 = 4 кВт, n_дв = 2880 об/мин;

L4: N_дв2 =4 кВт, n_дв = 1430 об/мин;

MB6: N_дв3 =4 кВт, n_дв = 950 об/мин;

S8: N_дв4 =4 кВт, n_дв = 720 об/мин;

Подбираем передаточные числа:

U_пр = n_дв /n_б = 2880/142,4 = 20,2

U_пр = U_рем ∙ U_ред

U_рем = U_пр / U_ред = 20,2/5 = 4,04

U_пр - передаточное число привода конвейера;

U_рем - передаточное число клиноременной передачи;

U_ред - передаточное число шевронного редуктора.

Силовой расчёт привода

Определение частоты вращения валов:

n₁ = 2880 об/мин;

n₂ = n₁/U_рем = 2880/4,04 = 713 об/мин;

n₄ = n₃ = 142,6 об/мин.

Определение мощности на валах:

N₁ = 3,82 кВт ;

N₂ = N₁ ∙ η_рп = 3,82 ∙ 0,95 = 3,63 кВт;

N₃ = N₂ ∙ η_ш ∙ η_п² = 3,63 ∙ 0,98 ∙ 0,99² = 3,49 кВт;

N₄ = N₃ ∙ η_м ∙ η_п = 3,49 ∙ 0,99 ∙ 0,99 = 3,42 кВт.

Определение крутящих моментов на валах:

М₁ = 9550 N₁/n₁ = 9550 3,82/2880 = 12,7 Н∙м;

М₂ = 9550 N₂/n₂ = 9550 3,63/713 = 48,6 Н∙м;

М₃ = 9550 N₃/n₃ = 9550 3,49/142,6 = 233,7 Н∙м;

М₄ = 9550 N₄/n₄ = 9550 3,42/142,6 = 229 Н∙м.

Таблица 1.1

Расчёт зубчатых передач

Выбор материала зубчатой передачи

В качестве материала для колеса используем сталь марки 50 (НВmin - HB_max= 179 - 228, σв= 640 МПа, σт= 350МПа)

В качестве материала для шестерни используем сталь марки 40х (НВmin - HB_max = 200 - 230, σв= 700 МПа, σт= 400МПа)

Определяем допускаемые контактные напряжения

- эквивалентное время работы привода в сутки

t = 6,5 час

t’ = 12-6,5= 5,5 час

m = 6

 - эквивалентное время работы привода в течение всего срока службы

Te = tэкв.*g*L= 7.9*260*5= 10270 час

g = 260 число машиносмен в году

L = 5 лет - срок службы

Определение эквивалентного числа циклов

у шестерни:

у колеса:

_OH- базовое число циклов нагружения : N_OH = 10⁷

Так как N_E1 = 44*10⁷>10⁷ и  N_E2 = 8,8*10⁷ > 10⁷, то, следовательно, у шестерни и колеса режим нагружения постоянный, работа длительная.

Соответствующее постоянному режиму допускаемое контактное напряжение равно:

где: предел контактной выносливости

σон = 2НВср+70

σон1 = 2*215+70 = 500 МПа

σон 2= 2*203,5+70 = 477 МПа

где: средняя твёрдость шестерни из Ст40Х

равна:

средняя твёрдость колеса из Ст50

равна:

Zr = 1

nбез = 1,2

Расчет допускаемого контактного напряжения

Определение допускаемых напряжений изгиба зубчатых передач

где: m = 6

Эквивалентное время работы привода в течение срока службы

Teи = tэкв.и.*g*L= 6,757*260*5= 8784,1 час

Эквивалентное число циклов нагрузки шестерни и колеса

Полученные значения сравниваются с базовым числом циклов N_OИ = 4,10 *10⁶:

у шестерни: N_Еи1 = 37,6 *10⁷>4,10*10⁶ ;

у колес: N_Еи2 = 7,5*10⁷ >4,10*10⁶

Следовательно, режим нагружения шестерни и колеса постоянный, работа длительная. Соответствующая постоянному режиму допускаемое напряжение изгиба равно:

где: σ_ОИ - предел изгибной прочности:

σои = 1,8НВ

для шестерни:

σои1 = 1,8*215 = 387 МПа

для колеса:

σои2 = 1,8*203,5 = 366 МПа

Yr = 1: Ym = 1: Yy = 1,2:  n3 = 1,5

для шестерни:

для колеса:

Проектный расчёт закрытой цилиндрической передачи

Определение межосевого расстояния

За исходные величины принимаем:

крутящий момент: М₃ = 233,7 Hм на 3 валу.

Передаточное число зубчатой передачи  U = 5.

Расчётное допускаемое контактное напряжение [σ]_Нр = 407 МПа

Коэффициент относительной ширины колеса : ψ_а = 0,5

Коэффициент нагрузки принимаем: К = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: К_αн = 1,02.

Определение ширины зубчатого колеса

 - ширина колеса

- ширина шестерни

Определение модуля зубчатого колеса

Определение числа зубьев шестерни и колеса

 - суммарное число зубьев шевронной передачи

- число зубьев шестерни

- число зубьев колеса

Уточнение передаточного числа

,2% в допуске ±5% 

Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

Проверочный расчёт

: U’ = 5,16: K = 1,2: Kxн = 1,02: М3= 233,7: В2 = 62,5

430>407

% в допуске ±5%

Расчёт зубьев цилиндрических зубчатых колес на изгибную прочность

К = 1,2

YF = ZV = 3,6

2 = 62,5

mnc = 2мм

Yβ - коэффициент учитывающий наклон зубьев

Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора

Шестерня:                                              Колесо:

ширина -                              ширина -  

глубина -                            глубина -

Торец обода -

Торец ступицы -

 = 50…80 мм

f1 = 2,0мм

В_ст2 - длинна ступицы колеса

В_ст2 = B₂ + α₁ = 62,5 + 32 = 94,5 мм

Выбор диаметра и длинны ступицы вала-шестерни

d₃ - Выходной конец

d₃ = 140³√N₂/n₂= 104³√3,63/713 = 24,1 = 25мм

где N₂ - мощность на валу

n₂ - частота вращения вала

l₃ - длина выходного конца

l₃ = 1,5*d₃ = 1,5*25 = 37,5 =40 мм

d₄ - диаметр ступицы на которой располагается шарикоподшипник

d₄ = 30мм

Выбираем шарикоподшипник серии №306 с параметрами:

d = 30мм             D = 72мм            В = 19мм            С = 28,1 кН

Манжетное уплотнение:

D - диаметр манжета, D = 52мм

h - ширина манжета,  h = 10мм

l₄- длинна ступицы на которой располагается шарикоподшипник

l₄ = bфл+5мм = 40+5 = 45мм

d₅ -ступень необходимая для упора вала-шестерни в подшипник

d₅ = 35мм

l₅ = Δ = 10мм ; Δ1 = 30мм

d₄’ - диаметр ступицы на которой располагается подшипник, все расчеты идентичны расчетам d₄.

А - ширина внутренней плоскости редуктора.

А = В₁+2*Δ+α = 67,5+30+2*10= 117,5мм

где В₁ - ширина шестерни

Δ - зазор зубьев

α - ширина канавки, она равна 30мм

Выбор диаметра и длины ступеней вала колеса.

d₆ - диаметр вала колеса

₆ - длинна ступени d₆ она должна быть не менее 1,5 d₆.

l₆ = 1,5*d₆ = 1,5*67,5 = 68мм

Последующие диаметры ступеней выбираются ближайшими в большую сторону по стандартному ряду.

d₇ = 50мм            d₈ = 60мм            d₉ = 70мм

l₈ - длина ступени зависит от вида зубчатой передачи

l₈ = B₂+α₁-f₁ = 62,5+32-1,5 = 93 мм

l₇ - длина ступени зависит от подшипника которой будет напрессовываться на нее. Выбираем подшипник серии №310 с параметрами:

d = 50мм               D = 110мм                 В_п = 27мм           С = 61,8кН

а и b - размеры необходимые для расчета прочности тихоходного вала.

длинна между опорами l_ш = а + b = 72+72 = 144 мм

Расчет валов

Силы, действующие в зацеплении цилиндрических зубчатых передачах

P - окружное усилие, Т - радиальное усилие, А - осевое усилие

Проверочный расчет (изгиб и кручение)

Определение опорных реакций на тихоходном валу

а = b = 72мм

l_ш =144мм

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Реакция опор в вертикальной плоскости

Сумма реакций

Определение действующих на валах изгибающих моментов Ми

Эпюра моментов в горизонтальной плоскости.

Опасное сечение в точке С.

Эпюра моментов в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент.

Крутящий момент, действующий в опасном сечении равен М₃ = 233,7Нм

Определение напряжений в опасном сечении валов

М_Ис = 86,9Нм

Wc - момент сопротивления в сечении С вала с учетом шпонок

₈ - диаметр вала равен 0,06м

b - ширина шпонки равна 18мм, 0,018м

h - высота шпонки равна 0,011м

t₁ - глубина паза на валу равна 0,007м

Напряжение сжатия в шевронной передачи отсутствует так как 2 осевые силы равны по величине и направлены в противоположные стороны.

Суммарное напряжение

Напряжение кручения.

Эквивалентное напряжение

где

Проверочный расчет валов на усталостную выносливость

Запас усталостной прочности.

где  - запас усталостной прочности на изгиб

- запас усталостной прочности при кручении.

Расчет подшипников качения

Расчет подшипников качения на долговечность

где Lh -ресурс подшипника в часах

Lзад. - заданный срок службы

tсм - время рабочей смены 8ч

g - число машиносмен в году 260

Т - срок службы привода 5 лет

С - динамическая грузоподъемность подшипника

а - коэффициент для шарикоподшипников равен 3

n - частота вращения подшипника об/мин

Q - предельная динамическая нагрузка на подшипник Н

 при

 при

Для радиальных роликовых подшипников:

K_k = 1                  n₃ = 142,6об/мин

K_σ = 1,2               R_B = 1207H

К_т = 1                  R_D= 1207H

d₇ = 50мм

Выбран шарикоподшипник №310, где  d = 50мм, D = 110мм, Bп = 27мм,

С = 61800Н, С_о = 36000Н

Схема нагружения подшипников

Из двух подшипников на валу расчету подвергается тот, который нагружен больше.

Определяем ресурс подшипника в часах.

Расчет штифтового предохранительного устройства комбинированной муфты

Мп_ред. - предельный крутящий момент при срабатывании предохранительного штифта

М_пред. = 1,5*М3 = 2*233,7 = 467,4 Нм

М_пред. = 500 Нм

d_ш - диаметр штифтов при действии предельного крутящего момента

K_н - коэффициент нагрузки равен 1 при Z = 1

- допускаемое напряжение при срезе

D - диаметр разнесения места положения штифта

D = 140мм

Литература

1.    Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач: Учебно-методическое пособие. Бандаков Б.Ф. -М.: МГИУ, 2006. -148с.

2.      Детали машин: Учебный справочник к выполнению курсового проекта. Ковчегин Д.А., Петракова Е.А. - М.: МГИУ, 2007. -128с.

.        Детали машин и основы конструирования часть 3: Учебное пособие. Клоков В.Г., 2008.