Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

3. Расчет цепной передачи

4. Проектировочный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Подбор подшипников для валов редуктора

9. Второй этап эскизной компоновки редуктора

10. Подбор муфты

11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора

13. Выбор посадок основных деталей редуктора

14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

15. Сборка редуктора

Список используемых источников

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку−смесителю

1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор цилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер; 6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.

Рисунок 1 - Схема привода

Исходные данные:

Тяговая сила шнека F=2,2 кН;

Наружный диаметр шнека D=550 мм;

Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;

Угол наклона передачи Q=60º

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;

Нагрузка с лёгкими толчками;

Срок службы привода L= 6 лет

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый редуктор – цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА

Определяем общий КПД привода

ŋ общ. = ŋц .п∙ηм∙ ŋцеп..п. ŋ2п.к.

Согласно таблице 1 /2/

ŋцеп.п.= 0,92 – КПД цепной передачи

ŋц.п. = 0,97 – КПД цилиндрической передачи

ŋпк = 0,99 – КПД пары подшипников

ηм. .= 0,98___ КПД муфты

ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,992∙0,98 = 0,857

Определяем требуемую мощность на валу шнека−смесителя

Ртр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт

Определяем частоту вращения вала шнека−смесителя

nном ===34,74 об/мин

Определяем требуемую мощность двигателя

Ртр. =

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин

nном = 700 об/мин dдв = 32 мм.

Общее передаточное число

uобщ =

Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи

uцеп=

Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

nдв=nном= 700 мин-1

nдв=nном= 700 мин-1

Определяем мощность на всех валах привода.

Ведущем валу редуктора:

Р1= Ртр. ∙ηп. ∙ηм = 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт

Ведомом валу редуктора:

Р2= Р1 ∙ ŋц.п ∙ηп к.. = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт

Выходном валу привода:

Р3= Р2∙ ηцеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт

Определяем крутящие моменты на валах:

Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.

Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры привода.

Определим ресурс привода.

Принимаем двухсменный режим работы привода тогда

Lh=365·Lг·tc·Lc=365·6·2·8=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда

L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч.

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Выбор материала и назначение термической обработки

Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.

Для шестерни:

НВ1=269…302 = 285,5;

Для колеса:

НВ2= 235…262 = 248,5;

По таблице 3.2 (2)

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Определяем допускаемое контактное напряжение

Где −Кнl=1-коэффициент безопасности при длительной работе;

−[σн0]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев NH0.

Расчетное допускаемое напряжение

[σH]=0,45∙([σH1]+[σH2])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа

Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно

Шестерня:

Где

2=1,03∙НВ2ср=1,03∙248,5=256МПа

1=1∙294=294МПа

2=

Где−К FL= 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.

− [σF0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений NF0.

Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

Принимаем расчетные коэффициенты:

- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψа=b2 /aω=0,4;

- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd=b2 /d1=0,3 ·Ψаω(u1+1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНβ=1.

Определяем межосевое расстояние передачи:

принимаем по ГОСТ 2144-76 aω=112 мм.

Определяем предварительные размеры колеса:

делительный диаметр

;

ширина венца

b2= Ψаּ aω=0,4ּ112=45 мм.

Определяем нормальный модуль зубьев:

принимаем по ГОСТ9536-60 mn=1,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

Определяем число зубьев шестерни

Принимаем z1=24

Число зубьев колес:

z2=z1*u=24∙5=120

Фактический угол наклона зубьев:

β=arcos[(z1+z2)∙mn/(2aw)]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o20’

Определяем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей

d1=mּn z1/cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

d2=m nz2//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

проверяем межосевое расстояние

;

диаметры окружностей вершин зубьев

dа1= d1 +2ּmn =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

dа2= d2 +2ּmn =186,67+2·1,5=189,67 мм;

диаметры окружностей впадин зубьев

df1= d1 -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

df2= d2 -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;

ширина венцов

b2= Ψаּ aω=0,4∙112=44,8 мм

принимаем b2= 45 мм

b1= b2+2…5=45+2…5 = 47…50 мм.

принимаем b1= 50 мм

Силы в зацеплении передачи

Определяем окружную силу в зацеплении:

.

Определяем радиальную силу в зацеплении:

Fr1=Ft1ּtgαω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H

Определяем осевую силу в зацеплении:

Fа1=Ft1ּtgβ=1750•0,2746=481 Н

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем кружную скорость колес:

,

Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

Уточняем коэффициенты:

-коэффициенты ширины венца колеса Ψd=b2/d1=45/37,33=1,205

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β=1,06 и КFβ=1,2

- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

КН v=1,03 и KFV = 1.08

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά =1,05

KFα=0,91

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

<

<[σн]= 493МПа

Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%

Что менее допустимой в 15%.

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z1/cosβ3 = 24/0,964283=27

Z2/cosβ3 = 120/0,964283=134

выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF1=3,85 и YF2=3,60

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:

Прочность зубьев обеспечивается.

Результаты расчета сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Страницы: 1, 2