Привод с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей

Министерство образования Российской федерации.

Южно-Уральский государственный университет.

Кафедра теоретической механики

Курсовая работа

Тема:

Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей

Челябинск 2008

Содержание

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Расчет клиноременной передачи

Расчет зубчатых колес редуктора

Предварительный расчет валов редуктора

Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи2

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Расчет подшипников

Проверка прочности шпоночных соединений

Уточненный расчет валов

Выбор сорта масла

Сборка редуктора

Список литературы

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

Общий КПД привода

η = η1 η22 η3= 0,95 * 0,992 * 0,97= 0,903

Мощность на валу звездочки конвейера

Рзв = Fц * υц= 4,8*1,6 =7,68 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Частота вращения звездочки конвейера

об/мин

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

Номинальная частота вращения

nдв = 720 об/мин

Угловая скорость

рад/с

Общее передаточное отношение

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

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора

ω1 = ωдв/ iр =75,4/ 3,15 =24

n1 = nдв/iр = 720/3,15= 228

Частоты вращения и угловые скорости валов:

2. Расчет клиноременной передачи

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

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

Вращающий момент

Н·м м

Диаметр ведущего шкива

мм

Принимаем d1=160 мм

Диаметр большего шкива

мм

Ближайшее стандартноезначение d2 = 500 мм

Уточняем передаточное отношение с учетом скольжения

Пересчитываем n1

рад/с

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

Межосевое расстояние ар следует принять в интервале

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

amax = 2(d1 + d2)= 2(160 + 500) = 1320 мм,

где h = 6 мм высота сечения ремня.

Принимаем близкое к среднему значению ар = 800 мм

Расчетная длина ремня

мм

Ближайшее значение по стандарту L= 2800 мм

Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня

где

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

(500 - 160)2 = 115600;

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.

Угол обхвата меньшего шкива

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

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

Коэффициент, учитывающий влияние угла при α1 = 156° коэффициент Сα = 0,928

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

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 CL);

Принимаем z = 5

Натяжение ветви клинового ремня

где скорость υ = 0,5ωдвd1 = 6 м/с; Θ - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения О коэффициент Θ = 0,06

Н

Давление на валы

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 [σн] = 426 МПа.

Примем коэффициент ширины венца ψba= 0,4.

Коэффициент КHβ, 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: КHβ = 1,25.

Вращающий момент на валу колеса

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 aw = 224 мм

Нормальный модуль

тn =(0,01ч0,02)аw = (0,01ч0,02)224 = 2,24 - 4,48 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 — 60 тn=3 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10°.

Число зубьев шестерни

принимаем z1 = 37. Тогда z2 = z1u = 37*3 = 111.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

угол β = 7°42'.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

мм

мм

Проверка:

мм

Диаметры вершин зубьев

мм

мм

Ширина колеса b2 = ψba*aw = 0,4*224 = 90 мм.

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

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

м/с

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

KH = KHβ KHα KHυ

При ψbd = 0,85 твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) коэффициент KHβ ≈ 1,3.

При υ = 4,22 м/с и 8-й степени точности коэффициент KHα ≈ 1,09.

Для косозубых колесу при скорости менее 5 м/с коэффициент KHυ = 1,0.

Таким образом, КH = 1,3*1,09*1,0 = 1,417.

Проверяем контактные напряжения

МПа

что менее [σH] = 426 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

H

радиальная

H

осевая

H

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

KH = KFβKFυ

При ψbd = 1,3 твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент KFβ = 1,09.

Для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент KFυ =1,3.

Таким образом,

KF = 1,09*1,3 = 1,417.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ;

у шестерни

у колеса

Коэффициенты YF1 = 3,70 и YF2 = 3,60. Определяем коэффициенты Yβ и KFα:

где средние значения коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5; степень точности

n = 8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба HB.

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

Коэффициент безопасности [SF] = [SF]' [SF]"

[SF]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [SF]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [SF] = l,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

МПа

для колеса

МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни МПа

для колеса МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

МПа

83,5 МПа < 216 МПа условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] =25 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dB1 = 42 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 50 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

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

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dB2 = 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 70 мм, под зубчатым колесом dK2 = 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 dp = 280 мм. Угол наклона канавок при таком диаметре равен α = 40°.

Ширина обода шкива

мм

Толщина обода

S = 0,005*d+3+h+h0 = 13,9 мм

примем S = 15 мм

Длинна ступицы шкива

l = (1,5ч2)dB1 = 36 ч 48 мм

примем l = 40 мм

Диаметр шкива ступицы

мм

примем d = 44 мм.

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

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

d1 = 112 мм; da1 = 118 мм; b1 = 95 мм.

Колесо кованое:

d2 = 336 мм; dа2 = 342 мм; b = 90 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6 * dа2 =1,6 * 75 = 120 мм.

Длина ступицы lст = (1,2 ч 1,5)dk2 = (1,2 ч 1,5) * 75= 90ч 113 мм

принимаем lст = 100 мм

Толщина обода δ0 = (2,5 ч 4)mn =(2,5 ч 4) * 3 = 7,5 ч 12 мм

принимаем δ0 = 10 мм

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

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

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

принимаем δ = 8 мм; δ1 = 0,02аw + 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,

нижнего пояса корпуса

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

Диаметр болтов: фундаментных d1 = (0,03ч0,036)аw+12 = (0,03ч0;36)224 + 12 = 18,72ч 20,064 мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7ч0,75) d1 = (0,7ч0,75)20 = 14ч15 мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5ч0,6)d1 = (0,5ч0,6)20 = 10ч12 мм; принимаем болты с резьбой М12.

8. Расчет подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем

Ft = 6232 H, Fr = 2283 Н, Fa = 841 Н, FB = 2162 H, l1 = 112 мм и l3 = 65 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

Н

Проверка:

Rx1 + Rx2 – Ft – FB = 5243 + 3151 – 6232 – 2162= 0.

в плоскости yz

Н

Н

Проверка:

Ryl + Ry2 – Fr = 1351 + 931 – 2283 = 0.

Суммарные реакции

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

Рэ = (XVPr1 + YPa)КбКT,

в которой радиальная нагрузка Рr1 = 1871 Н; осевая нагрузка Ра = Fa = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности Кб = 1,2; КТ = 1.

Отношение

;

этой величине соответствует е ≈ 0,23

Отношение

< е; X = 1 и Y = 0.

Рэ = (1 * 1 * 1871) * 1,2 * 1 = 2245 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Ft = 6232 H, Fr = 2283 Н, Fa = 841 Н, l2 = 112 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

в плоскости yz

Н