Проектируется двухступенчатый цилиндрический редуктор. Привод предназначен для обеспечения необходимой частоты вращения и крутящего момента валов потребителя.

Введение

Проектируется двухступенчатый цилиндрический редуктор. Привод предназначен для обеспечения необходимой частоты вращения и крутящего момента валов потребителя.

Привод состоит из электродвигателя, цепной передачи, цилиндрического редуктора и муфты. Редуктором называется передача, установленная в закрытом корпусе и служащая для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.

В данном техническом задании редуктор включает в себя две прямозубые цилиндрические передачу.

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Общий КПД привода.

h = h_м × h_цил.пр× h_цил.пр × h_вал⁴×h_цепн

где: h_цепн - КПД цепной передачи, h_цепн = 0,9;

h_цил.пр - КПД цилиндрической прямозубой передачи, h_цил.пр = 0,96;

h_вал - КПД подшипников, h_вал= 0,99;

h_м - КПД муфты, h_М = 0,98;

h = 0,98 ∙ 0,96 ∙ 0,96 ∙ 0,99⁴ ∙ 0,9= 0,78.

Требуемая мощность электродвигателя.

N_вх = N_вых /h;

где: h - общий кпд привода,

N_вх = 4,9/0,78= 6,28 кВт;

Подбор электродвигателя из условия

N_дв ³ N_вх;

Из заданного условия подбираем двигатель «АИР112М4/1432 ТУ 16-525.564-84» с параметрами N_дв = 11 кВт, n_дв = 1447 мин^-1.

1.2 Распределение мощностей, частот вращения и вращающих моментов по валам привода.

Расчет мощностей:

N₁ = N_дв = 6,28 kВт;

N₂ = N_дв × h_муф× = 6,28 ∙ 0,98 = 6,15 kВт;

N₃ = N₂ × h_пк× = 6,15 ∙ 0,99 = 6,09 kВт;

N₄ = N₃ × h_цил.пр. = 6,09 ∙ 0,96 = 5,85 kВт;

N₅ = N₄ × h_пк = 5,85 ∙ 0,99 = 5,79 kВт;

N₆ = N₅ × h_цил.пр. = 5,79 ∙ 0,96 = 5,56 kВт;

N₇ = N₆ × h_пк = 5,56 ∙ 0,99 = 5,5 kВт;

N₈ = N₇ × h_цеп = 5,5 ∙ 0,9 = 4,95 kВт;

N₉ = N₈ × h_пк = 4,95 ∙ 0,99 = 4,9 kВт;

Передаточное отношение привода:

i_прив = n_дв/ n_вых = 1440/75 = 19,2

i_прив = i_Б × i_Т ∙ i_цеп;

i_пр=1.3∙ i_T ∙ i_Т∙ 3,5 = 19,2;

4,55 ∙ i²_Т = 19,2;

i_Т = ;

i_Б=2,67;

i_цеп=3,5.

Частота вращения каждого элемента редуктора:

n₁ = n_дв = 1440 об/мин;

n₂ = n_дв/i_б = 1440/2,67 = 539,3 об/мин;

n₃ = n₂/i_Б = 539,3/2,05 = 263,08 об/мин;

n₄ = n_3/ i_цеп = 263,08/3,5 = 75,2.

Расчет угловых скоростей:

w_i = πn/30, рад/с:

w_дв =w₁ = π n_дв/30 = 3,14 ∙ 1440/30 = 150,72 с^-1;

w₂ = πn_I/30 = 3,14 ∙ 539,3/30 = 56,45 с^-1;

w₃ = πn_II/30 = 3,14 ∙ 263,08/30 = 27,5 c^-1;

w₄ = πn _III /30 = 3,14 ∙ 75,2/30 = 7,9 с^-1;

Расчет крутящих моментов T_i = N_i /w_i Н∙м;

Т₁ = N₁/w₁ = 41,67 Н∙м;

Т₂ = N₂/w₁ = 40,8 Н∙м;

Т₃ = N₃/w₁ = 40,4 Н∙м;

Т₄ = N₄/w₂ = 103,6 Н∙м;

Т₅ = N₅/w₂ = 102,57 Н∙м;

Т₆ = N₆/w₃ = 202,2 Н∙м;

Т₇ = N₇/w₃ = 200 Н∙м;

Т₈ = N₈/w₄ = 626,58 Н∙м;

Т₉ = N₉/w ₄ = 620,25 Н∙м.

Долговечность привода: 2 года при 2 сменной работе равен 9216 часов.

Таблица 1.1 - Распределение мощностей, частот вращения и вращающих моментов по валам привода.

Вал	n, об/мин	ω, рад/с	N	N, кВт	T, Н∙м
1	1440	150,72	1	6,28	41,67
2	6,15	40,8
3	6,09	40,4
2	539,3	56,45	4	5,85	103,6
5	5,79	102,57
3	263,08	27,5	6	5,56	202,2
7	5,5	200
	75,2	7,9	8	4,95	626,58
9	4,9	620,25

Привод к агрегату

2 Проектировочные расчеты элементов привода.

Расчеты производятся на ЭВМ с помощью программы «APM WinMachine 9.1 trans».

Расчеты цилиндрических передач выполняются на одинаковых программах, так как редуктор выполнен по развернутой схеме. Сначала ведется расчет для быстроходной передачи, а затем для тихоходной. Необходимые данные с учетом передаточных отношений берутся из таблицы 1.1 и технического задания.

2.1 Проектировочный расчёт зубчатых передач на контактную выносливость.

Допускаемое напряжение определяют для материалов шестерни [σ_н]₁ и [σ_н]₂. За расчётное допускаемое напряжение [σ_н]_р принимают:

[σ_н]_р = 0,45·([σ_н]₁ + [σ_н]₂), МПа.

Допускаемое напряжение для каждого колеса принимают:

где: σ_Hlimb – базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;

[S_H] – минимальный коэффициент запаса прочности;

Z_N – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев;

Z_X - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс;

, причём 0,75≤Z_N≤Z_Nmax,

где: N_Hlimb – базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости.

N_HE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

q_H – показатель степени кривой усталости при расчёте на контактную выносливость;

Z_Nmax – предельное значение Z_N, задаваемое для предотвращения пластических деформаций у поверхности зуба;

,

где: N_K – число циклов напряжений в течении обработки заданного ресурса передачи;

μ_H – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения;

,

где: L_h – продолжительность действия,

n – частота вращения вала

j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса

Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния передачи

,

где: - вспомогательный коэффициент;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния.

,

где - предварительное значение коэффициента ширины венца относительно диаметра.

Определяем числа зубьев колес

Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес

,

где: X - коэффициент смещения исходного контура;

- делительный угол профиля зубьев в торцовом сечении,

,

где: - угол профиля исходного контура.

Уточненное значение передаточного числа

Делительный нормальный модуль зубьев

,

где: - угол зацепления.

Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев

Уточненное значение коэффициента ширины венца

Рабочая ширина венца зубчатой передачи

Геометрические параметры колес

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления

где: - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

- окружная сила на делительном диаметре, Н;

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

,

где: - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями из - за погрешности изготовления.

,

где: - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

,

где: - коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние ревности шагов зубьев шестерни и колеса

2.2 Проектировочный расчёт зубчатых передач на изгибную выносливость и методика расчета передачи с приводной роликовой цепью

Определяем допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба, МПа:

где: σ_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

[S_F] – минимальный коэффициент запаса прочности;

Y_N – коэффициент долговечности;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

Y_Х – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

Y_А – коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки;

Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

Y_g – коэффициент, учитывающий влияния шлифования переходной поверхности зуба;

Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности;

, причём1 ≤ Y_N ≤ Y_Nmax

где: N_Flimb – базовое число циклов напряжений;

N_FE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

q_F – показатель степени кривой усталости при расчёте на изгибную выносливость;

Y_Nmax – предельное значение Y_N;

,

где: N_K – число циклов напряжений в течении обработки заданного ресурса передачи;

μ_H – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения;

,

где: L_h – продолжительность действия,

n – частота вращения вала,

j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса.

Напряжение изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев колес

,

где: - ширина зубчатого венца;·

- коэффициент, учитывающий форму зуба;

- коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев;

- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб.

,

где: ,

2.3 Предварительный подбор валов

Входной вал I:

, применяем d_вх=34мм

42 мм

45 мм

Промежуточный вал II:

, применяем d_вх=30мм

32 мм

Выходной вал III:

, применяем d_вх=30

38 мм

40мм

2.4 Подбор подшипников:

Входной вал I: «Подшипник 32209 ГОСТ 8328-75»

Внутренний диаметр –45 мм;

Внешний диаметр –85 мм;

Ширина –19 мм.

Промежуточныйвал II: «Подшипник 206 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр –30мм;

Внешний диаметр –62 мм

Ширина –16 мм.

Выходной вал III: «Подшипник 208 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр –40мм;

Внешний диаметр –80мм;

Ширина –18мм.

3 Первая эскизная компоновка редуктора

3.1 Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса и прочих размеров редуктора

где а_w – межосевое расстояние.

Из технологических соображений принимаем δ=8мм.

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимаем равным Δ≈1,5∙δ=12мм.

Толщину чугунного фланца под фундаментные болты принимаем равными 2,35∙δ=20мм. Толщины тонких фланцев принимаем равными 1,5∙δ=12мм.

Для удобства обработки шлифуемые поверхности сделали выступающими на 3мм.

3.2 Определение диаметров болтов

Диаметр фундаментных болтов: d₁≥12мм+ 0,03∙а_w=12+0,03∙109=15,27≈16мм;

Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников: d₂≥0,7∙d₁=0,7∙16=11,2≈12мм;

Диаметр болтов, скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки: d₃≥0,5∙d₁=0,5∙16=8мм.

3.3 Определение размеров крышек подшипников

Крышка входного вала I:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 85 мм;

Диаметр винта крышки - 8 мм.;

Толщина фланца крышки - 8 мм;

Ширина фланца крышки - 16 мм.

Крышка промежуточного вала II:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 62 мм;

Диаметр винта крышки - 6 мм.;

Толщина фланца крышки - 6 мм;

Ширина фланца крышки - 12 мм.

Крышка выходного вала III:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 80 мм;

Диаметр винта крышки - 8 мм.;

Толщина фланца крышки - 8 мм;

Ширина фланца крышки - 16 мм.

4 Окончательные расчеты элементов привода

4.1 Силовой расчет валов

Расчеты производятся на ЭВМ с помощью программы «APM WinMachine 9.1 shaft».

4.2 Проверка валов на запас прочности

Расчеты производятся на ЭВМ с помощью программы «APM WinMachine 9.1 shaft». Необходимые данные берутся из силового расчета валов (п.4.1), предварительного подбора валов (п.2.3), а также из эскизной компоновки редуктора на миллиметровке. Построения эпюр, опасных сечений, необходимых коэффициентов при эксплуатации и, как следствие, запас прочности для всех трех валов представлены на следующих трех листах.

Все представленные валы полностью проходят для заданных на них нагрузок с запасами прочностей:

для вала I -4,9;

для вала II – 2,3;

для вала III –2,2.

4.3 Проверка подшипников на долговечность

Расчеты производятся на ЭВМ с помощью программы «pod0». Необходимые данные берутся из проверки валов на запас прочности (п.4.2), силового расчета валов (п.4.1) и подбора подшипников (п.2.4).

Выбранные нами подшипники (п. 2.4) полностью подходят по заданным нагрузкам и долговечности, никаких изменений в проекте не производим.

5 Расчет и подбор шпонок

На I вал (муфта):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 34мм.:

l = 40мм. b = 10мм, h = 8мм, t₁ = 4мм;

где - фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

d - диаметр вала, мм;

l_р - рабочая длина призматической шпонки, мм. (l_р = l - b, где: l - длина шпонки, b - ширина шпонки);

h - стандартная высота шпонки, мм;

t₁ - глубина шпоночного паза, мм.

На II вал (под колесом 2):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 32мм.:

l = 34мм, b = 10мм, h = 8мм, t₁ = 5мм;

На II вал (под колесом 3):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 30мм.:

l = 40мм, b = 10мм, h = 8мм, t₁ = 5мм;

На III вал (под колесом 4):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 44мм.:

l = 40мм, b = 12мм, h = 8мм, t₁ = 5мм;

На III вал (под звездочкой):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 26 мм.:

l = 32мм, b = 8мм, h = 7мм, t₁ = 4мм;

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается.

6 Задание характера сопряжений в редукторе

Таблица 1.2 – Таблица допусков и посадок на входной вал:

Сопряжение	Посадка	Отклонения	Зазоры	Натяги
Отверстия	Вала	max	min	max	min
верхнее	нижнее	верхнее	нижнее
1. Корпус-крышка	62 H7/h8	30	0	0	-46	76	0	-	-
2. Корпус-подшипник	62 H7/l0	30	0	0	-13	43	0	-	-
3. Вал-подшипник	30 L0/k6	0	-12	18	2	-	-	30	2
4. Вал-шкив	26 H7/k6	25	0	15	2	15	-	23	2
5. Корпус-втулка	62 H7/d11	30	0	-100	-290	320	-	-100	-
6. Вал-шпонка	6 N9/h9	0	-43	0	-43	43	-	43	-

Таблица 1.3 – Таблица допусков и посадок на промежуточный вал:

Сопряжение	Посадка	Отклонения	Зазоры	Натяги
Отверстия	Вала	max	min	max	min
верхнее	нижнее	верхнее	нижнее
1. Корпус-крышка	52 H7/h8	30	0	0	-46	76	0	-	-
2. Корпус-подшипник	52 H7/l0	30	0	0	-13	43	0	-	-
3. Вал-подшипник	30 L0/k6	0	-12	18	2	-	-	30	2
4. Вал-втулка	30 F8/k6	53	20	18	2	51	2	-	-
6. Вал-колесо	36 H7/k6	25	0	18	2	23	-	18	-
7. Вал-шпонка	10 N9/h9	0	-43	0	-43	43	-	43	-
8. Вал-колесо	36 H7/k6	25	0	18	2	23	-	18	-
9. Вал-шпонка	10 N9/h9	0	-43	0	-43	43	-	43	-
10. Корпус-втулка	52 H7/d11	30	0	-100	-290	320	-	-100	-

Таблица 1.4 – Таблица допусков и посадок на выходной вал:

Сопряжение	Посадка	Отклонения	Зазоры	Натяги
Отверстия	Вала	max	min	max	min
верхнее	нижнее	верхнее	нижнее
1. Корпус-крышка	80 H7/h8	30	0	0	-46	76	0	-	-
2. Корпус-подшипник	80 H7/l0	30	0	0	-13	43	0	-	-
3. Корпус-втулка	80 H7/d11	30	0	-100	-290	320	-	-100	-
4. Вал-подшипник	40 L0/k6	0	-15	18	2	-	-	33	2
5. Вал-колесо	45 H7/k6	25	0	18	2	23	-	18	-
6. Вал-втулка	40 F8/k6	64	25	18	2	62	7	-	-
7. Вал-шпонка	8 N9/h9	0	-43	0	-43	43	-	43	-
8. Вал-подшипник	40 L0/k6	0	-12	18	2	62	7	-	-
9. Корпус-подшипник	80 H7/l0	30	0	0	-13	43	0	-	-
10. Корпус-крышка	80 H7/h8	30	0	0	-46	76	0	-	-
11. Вал-шпонка	14 N9/h9	0	-43	0	-43	43	-	43	-

7 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

Для смазывания подшипников качения применяются жидкие и пластичные смазочные материалы. Для передач при окружных скоростях в зацеплении до v£12,5 м/с применяется картерное смазывание - окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Цилиндрические передачи смазываются высоковязкими маслами без присадок или с добавлением противоизносных присадок. Выбор сорта масла для зубчатых передач начинается с

определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от окружной скорости.

Окружная скорость на колесе 5 (тихоходное)

V₅= ω ∙ R = 27,5 ∙ 0,078 = 3,205 м/с.

Для данной скорости рекомендуемая кинематическая вязкость масла при температуре ниже 40°С 50 мм²/с. Такой вязкости соответствует масло И-Г-А-32 (масло индустриальное, для гидравлических систем, без присадок).

Объем масла в редукторе:

V = 0,5×N_вх = 0,5 × 6,28 = 3,14 дм³

Глубина погружения определяется по следующей формуле:

h_м = (2m…0,25d) = (2 × 1 … 0,25× 156) = (2 … 39)

Из конструктивных соображений принимается h_м = 18 мм.

Смазка подшипников производится брызгами и масляным туманом того же масла

Список использованной литературы

1. Варианты заданий для проектирования приводов в курсе «Детали машин»: Методические указания/Сост. А.С. Сулейманов, Д.Ф. Хитин. – Уфа,: Изд-во УГНТУ, 1998. -29с..

2. Расчет зубчатых передач на прочность: Методические указания/ Сост. А.С. Сулейманов, Д.Ф. Хитин, Э.А. Щеглов. – Уфа,: Изд-во УГНТУ, 1995.-30с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Детали машин» Курсовое проектирование. – М.: Высш. Школа, 2004год.

4. Ицкович Г.М. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Машиностроение., 1970.-560с. ил.

5. Допуски и посадки: Методические указания для студентов / Сост. Е.А. Митюрев, В.К. Загорский, Д.Ф. Хитин.-Уфа: Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1990.-30с.

Методика расчета передачи с приводной роликовой цепью

Исходные данные для расчета.

- мощность на ведущем валу N₁, Вт;

- частота вращения ведущего вала n₁, мин^-1;

- передаточное число u;

- положение передачи в пространстве;

- характер рабочей нагрузки;

- сменность;

Методика расчета

1)Выбираем числа зубьев звездочек

Число зубьев звездочек z₁ выбираем произвольно, в зависимости от передаточного числа передачи.

Число зубьев ведомой звездочки z₂:

z₂= z₁∙ u

Примечание – Числа зубьев рекомендуется выбирать из следующего ряда: 14, (15), 16, (17), 18, (19), 20, (22), 25, (28,) 32,(36), 40, (45), 50, (56), 63, 71, 80.

2) В зависимости от частоты вращения n₁ принимаем ориентировочное значение допускаемого удельного давления [p] в шарнире цепи. Рекомендуется брать среднее значение из соответствующего условиям ряда.

3) Назначаем рядность цепи и соответствующей ей значение коэффициента рядности: k_m=1 – для однорядной, k_m=1,7 – для двухрядной цепей,: k_m=2,5 – для трехрядной цепей.

4) Определяем значение коэффициентов: k₁ ,k₂, k₃,k₄, k₅,k₆.

5)Определяем шаг цепи, мм:

k_э = k₁ ∙k₂∙ k₃ ∙k₄∙k₅ ∙k₆.

6) Выбираем ближайшее стандартное значение шага и назначаем тип цепи. Выписываем из таблицы следующие параметры:

- обозначение цепи и номер ГОСТа;

- шаг цепи t, мм; г/м;

- площадь опорной поверхности шарнира А_оп, мм²;

- разрушающую нагрузкур F_раз, кН.

Для выбранного стандартного значения шага цепи проверяем, чтобы частота вращения ведущей звездочки не превышала допустимой.

7) Определяем среднюю скорость движения цепи, м/с:

По данной величине скорости цепи уточняем способ смазки и значение коэффициента k₅.

8) Определяем полезную передаваемую нагрузку, H:

9) Определяем фактическое удельное давление в шарнирах цепи и сравниваем с допускаемым для данного шага:

Перегрузка передачи допустима, так же, как нежелательна и значительная величина надогрузки.

10) Определяем предварительное значение межосевого расстояния передачи:

11) Определяем потребное число звеньев цепи:

z₀

Полученное значениx округляем до ближайшего целого четного числа.

12) Уточняем межосевое расстояние передачи, мм:

Полученное значение должно находится в интервале между a_min и a_max.

Окончательно принимаем величину межосевого расстояния меньше на (0,002 … 0,004), а для обеспечения рекомендуемой стрелы провисания сбегающей ветви.

13) Определяем делительные диаметры звездочек, мм:

;

14) Рассчитываем стрелу предварительного провисания ветви цепи, мм:

f=0,02∙a

15) Определяем общее натяжение ведущей цепи, Н:

F_max=F₁=F_t∙k₁+F₀ +F_ц,

Где F₀=9,81

k_f – коэффициент, зависящий от положения линии центров звездочек.

16)Определяем запас прочности цепи на разрушение:

S=F_разр/F_max [S],

где [S] – допускаемый запас прочности

17) Определяем величину нагрузки на валы цепной передачи:

F_B=F_t∙k_B,

где k_B – коэффициент нагрузки

Дата добавления: 2015-11-04