333

Расчет редуктора в выбранном электродвигателе

Контрольная

Производство и промышленные технологии

Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба для материала шестерен. Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев. Ориентировочный расчет валов редуктора. Коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений каждого вала.

Русский

2012-11-14

5.16 MB

51 чел.

Исходные данные.

  •  Окружное усилие на тягловых звездочках
  •  Окружная скорость звездочек
  •  Шаг тяговых цепей
  •  Число зубьев звездочек

Расчет и конструирование.

  1.  Выбор электродвигателя.

КПД звеньев передачи:

КПД муфты

КПД зубчатой пары

КПД подшипников

КПД цепной передачи

Общий КПД привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

Выбираем двигатель АОС2-32-6 со скоростью вращения вала            и мощность

  1.  Кинематический расчет

Окружная скорость звездочек:

Выразим из этого выражения частоту вращения тихоходного вала:

Принимаем общее передаточное отношение редуктора равное:

Принимаем

  1.  Расчет зубчатых передач редуктора:

Разбиваем передаточные отношения редуктора по ступеням:

  •  Быстроходная ступень  (Согласно ГОСТ 2185-66)
  •  Тихоходная ступень  (Выбираем нестандартное значение отношение, так как стандартное не может обеспечить необходимое передаточное отношение).

Частоты вращения валов:

  •  Ведущий (быстроходный) вал
  •  Промежуточный вал
  •  Ведомый (тихоходный) вал:

Угловые скорости валов:

  •  Ведущий вал
  •  Промежуточный вал 
  •  Ведомый вал

Быстроходную передачу принимаем косозубой.  Тихоходную – прямозубой.

Выбор материалов передач.

Материал для шестерни выбираем исходя из желания получить максимально компактный редуктор:

Выбираем сталь с повышенными механическими свойствами:

Таблица1.

Характеристики материала колес.

Шестерни  и

Колеса  и

Марка стали

40Х

40Х

Термообработка

Улучшение

Нормализация

Предел прочности

Предел текучести

Твердость HB

Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба для материала шестерен:

В качестве расчетного значения принимаем .

Для материала колес:

Принимаем .

Допустимые напряжения изгиба для зубьев шестерен, принимая :

для зубьев колес, принимая :

Допустимые контактные напряжения для колес  при коэффициенте режима :

Вращающие моменты на валах редуктора:

  •  Быстроходный вал:
  •  Промежуточный  вал:
  •  Тихоходный вал:
  1.  Расчет тихоходной ступени.

Определим межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев.

Из условия сносности .

Расчет начинаем с тихоходной ступени, так как она более нагружена. Межосевое расстояние определим по формуле:

где:

 приняв предварительно , получим:

коэффициент ширины;

прямозубое колесо.

Подставляя значения, получим:

Принимаем по ГОСТу 2185-66

Число зубьев и модуль зацепления.

Модуль:

Принимаем

Число зубьев шестерни:

Принимаем  .

Число зубьев колеса:  Принимаем

Проверка по межосевому расстоянию:

Основные размеры зубчатой пары:

Окружная скорость колеса:

Назначаем 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес тихоходной пары.

Уточняем коэффициент нагрузки:

При  и несимметричном расположении колес принимаем  при  и 9-й степени точности

Проверим расчетные контактные напряжения при принятых размерах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки:

где:

После подстановки имеем:

Перенапряжение составляет:

Знак «-» говорит о том, что перенапряжение отсутствует, а запас по контактным напряжениям составляет 0,24%, что означает практическое равенство допустимых напряжений расчетным.

Силы действующие в зацеплении:

Окружное усилие:

Радиальное усилие

Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба.

Коэффициенты формы зубьев:

Для шестерни ; 

Для колеса  

Производим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет ведем по зубу шестерни как менее прочному.

  1.  Расчет быстроходной ступени.

Число зубьев и модуль зацепления.

Модуль по нормали:

Принимаем

Число зубьев шестерни:

Принимаем  .

Число зубьев колеса:  Принимаем

Уточняем угол :

Проверяем условие:

следовательно, условие выполняется.

Основные размеры зубчатой пары:

Проверка по межосевому расстоянию:

Окружная скорость колеса:

Назначаем 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес тихоходной пары.

Уточняем коэффициент нагрузки:

При  и несимметричном расположении колес принимаем  при  и 9-й степени точности

Проверим расчетные контактные напряжения при принятых размерах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки:

Где:

После подстановки имеем:

где  для косозубого колеса (для прямозубого )

Силы, действующие в зацеплении:

Окружное усилие:

Радиальное усилие

Осевое усилие

Фиктивные числа зубьев:

Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба.

Коэффициенты формы зубьев:

Для шестерни ; 

Для колеса  

Производим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет ведем по зубу шестерни как менее прочному.

  1.  Ориентировочный расчет валов редуктора.

Крутящие моменты:

Предварительно примем предел прочности материала при кручении

Быстроходный вал:

 

Принимаем

Промежуточный вал:

 

Принимаем

Ведомый вал:

 

Принимаем

Основные параметры редуктора сводим в таблицу 2.

Таблица 2.

Основные параметры редуктора

Параметры

Быстроходная ступень

Тихоходная ступень

Модность на ведущем валу

Необходимое общее передаточное число редуктора

47

Необходимые передаточные числа ступеней редуктора

8

5,875 (47/8)

Угловые скорости:

ведущего (быстроходного) вала

промежуточного вала

ведомого (тихоходного) вала

Тип передачи

Косозубая

Прямозубая

Межосевое расстояние

мм

Окружные скорости

2,763 м/с

0,448 м/с

Модуль

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Реальные передаточные числа

Угол наклона зубьев колес

8°6'35" (8,10961°)

Коэффициенты ширины колес

Диаметры делительных окружностей

шестерен

55,556 мм

72 мм

колес

444,444 мм

428 мм

Ширина

шестерен

55 мм

110 мм

колес

50 мм

100 мм

Реальное передаточное число редуктора

Погрешность относительно реального передаточного числа

1,17%

Продолжение таблицы 1

Силы, действующие в зацеплении

Окружное усилие

Радиальное усилие

Осевое усилие

Параметры двигателя

модель

АО2-32-6

частота вращения

950 об/мин

мощность

вид крепления

на лапах

Предварительные диаметры валов

под шестерни

под подшипники 

быстроходный вал

16 мм

16 мм

промежуточный вал

36 мм

32 мм

тихоходный вал

80 мм

70 мм

Рис.1. Первый этап эскизной компоновки.

  1.  Подбор подшипников.

Ведущий вал.

1. Из чертежа (рис. 3) имеем .

2. Из предыдущих расчетов

3. Реакции опор:

от силы  (в плоскости xz)

От сил  (в плоскости yz)

Суммарные радиальные реакции:

4. Выбор подшипника. Так как осевое усилие незначительно, то принимаем радиальные шарикоподшипники.

5. Требуемый коэффициент работоспособности:

;

Где:  радиальная нагрузка;

 осевая нагрузка;

для радиальных шарикоподшипников;

динамический коэффициент;

коэффициент кольца (вращается внутреннее кольцо);

желаемый срок службы подшипника, принимаем равным 8000 ч;

Так как подшипники ведущего и промежуточного валов намечены одинаковыми, то типоразмер по каталогу выбираем по наибольшему коэффициенту работоспособности после определения его для подшипников промежуточного вала.

Промежуточный вал.

1.  После эскизной компоновки имеем     . .

2. Реакции опор:

От сил  (в плоскости xz)

От сил  и  (в плоскости yz):

3. Суммарные радиальные реакции:

Подбор подшипника ведем по наибольшей реакции.

4. Так же, как и для ведущего вала, выбираем радиальный шарикоподшипник.

5. Требуемый коэффициент работоспособности:

;

т.к.осевая нагрузка воспринимается опорой C;  Желаемый срок службы выбираем, как и для первого

6. По каталогу выбираем при диаметре вала  подшипник легкой серии 207 у которого  c размерами 35 72 17 мм, увеличивая диаметры ведущего и промежуточного валов до 35 мм.

7. Устанавливаем окончательные диаметры промежуточного и ведущего валов, исходя из выбранного типоразмера подшипника:

Для ведущего вала – диаметр выходного конца  в месте посадки подшипника  Так как разница между посадочным диаметром ступицы и диаметром впадин зубьев шестерни   равна  мм, то целесообразно изготовить шестерню с валом одним целым, т.е. выполнить шестерню без ступицы.

Для промежуточного вала: в месте посадки подшипника  под шестерней  и под колесом  

Ведомый вал.

1. Из эскизной компоновки ,

2. , где окружное усилие на тяговых звездочках, закладывая тем самым 100% запас по прочности, так как изначальное не известны параметры цепного конвейера.

3. Реакции опор:

От сил :

cил  (в плоскости yz)

4. Суммарные радиальные реакции:

5. Требуемый коэффициент работоспособности подшипников:

Подбираем подшипник по минимальному диаметру ведомого вала. При  выбираем шарикоподшипник 214 легкой серии с коэффициентом работоспособности  и размерами 70 125 24 мм, оставляя диаметр вала равным  70 мм.

6. Теоретический срок службы выбранного подшипника:

Откуда

  1.  Уточненный расчет валов.

Определим коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений каждого вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по отнулевому (пульсирующему).

Материал ведущего и промежуточных валов такой же, как и у шестерен  сталь 40Х, так как валы выполнены одним целым с шестернями.

 

 

Ведущий вал (рис. 2):

Сечение 1 –  участки посадки муфты на ведущий вал. Считаем, что вал в этом сечении работает только на кручение.

Коэффициент запаса прочности:

 

где:  и  - амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

Принимаем  и после подстановки числовых данных имеем.

Сечение 2. В данном сечении действует максимальный изгибающий момент, но так как вал выполнен заодно с шестерней, его диаметр значительно больше принятого предварительно, следовательно, запас прочности будет большим.  То же относительно и к сечению 3, где имеет место концентрация напряжений в связи с переходом диаметра  к диаметру шестерни. Момент в этом сечении небольшой, а размеры достаточно большие.

Рис.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала.

Промежуточный вал (рис. 3):

Сечение 1. – ступень посадки колеса . Концентрация напряжений в данном сечении обусловлена наличием шпоночного паза:

Величина изгибающего момента:

Моменты сопротивления сечения нетто

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

Общий коэффициент запаса прочности:

 

Рис.3. Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Сечение 2. . В данном сечении действует максимальный изгибающий момент, но так как вал выполнен заодно с шестерней, его диаметр значительно больше принятого предварительно, следовательно, запас прочности будет большим.  То же относительно и к сечению 3, где имеет место концентрация напряжений в связи с переходом диаметра  к диаметру шестерни. Момент в этом сечении небольшой, а размеры достаточно большие.

Ведомый вал (рис. 4).

Так как вал сильно нагружен, то выбираем для него сталь 45,

 

Сечение 1. Под подшипником качения. В этом сечении на вал посажен с гарантированным натягом подшипник. Наиболее острая концентрация напряжений возникает у края подшипника, однако ввиду небольшой его ширены расчет условно будем вести по среднему сечению.

  1.  Изгибающие моменты. Значения  указаны на эпюрах.

 

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений:

Рис.4. Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала.

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Сечение 2. Концентрацию напряжений создает запрессовка зубчатого колеса на вал.

  1.  Изгибающие моменты. Значения  указаны на эпюрах.

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений:

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Сечение 3. Концентрацию напряжений вызывает шпоночный паз под колесом.

Величина изгибающего момента:

Моменты сопротивления сечения нетто

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Остальные сечения не представляют практического интереса.

Из расчетов ведем, что коэффициенты запаса , что приемлемо.

  1.  Конструктивные размеры зубчатых колес.

Зубчатое колесо :

Диаметр ступицы  принимаем

Длина ступицы:  принимаем 60 мм.

Толщина обода  принимаем

Толщина диска

Диаметр расположения отверстий

Диаметр отверстий

Зубчатое колесо :

Диаметр ступицы  принимаем

Длина ступицы:  принимаем 100 мм;

Толщина обода  

Толщина диска

Диаметр расположения отверстий

Диаметр отверстий .

  1.  Размеры элементов корпуса и крышки редуктора:

1. Толщина стенки корпуса  Принимаем

2. Толщина стенки крышки  

3. Толщина пояса фланца корпуса:

4. Толщина пояса фланца крышки:

5. Толщина крепежного пояса:  Принимаем

Крышки подшипников – привертные.

  1.  Смазка зубчатых колес.

Смазка зацепления осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего поргужение колес на высоту зуба. При этом обхем масляной ванны равен:

Количество литром масла приходящееся на 1КВт мощности:

что допустимо.

Подшипники смазываются тем же маслом что и зубчатые колеса. Смазка осуществляется за счет разбрызгивания благодаря высокой окружной скорости первой пары. Рекомендуемая вязкость масла  Этой вязкости соответствует автотракторное масло АК 10, либо ИПР-75.

Уровень масла контролируем жезловым маслоуказателем при установке редуктора.

  1.  Выбор муфты.

Муфту выбираем исходя из следующих критериев:

  1.   Максимальный передаваемый крутящий момент
  2.   Диаметр посадочного отверстия на вал двигателя и редуктора
  3.   Возможности компенсации муфтой несносности и не параллельности установки валов двигателя и редуктора.

Исходя из третьего критерия, выбираем муфту упругую, втулочно-пальцевую. Ориентируясь на диаметр вала двигателя, выбираем две одинаковые полумуфты, с посадочными диаметрами , исполнения 1 и максимальным передаваемым крутящим моментом .

  1.  Сборка и эксплуатация редуктора.

На сборку поступают детали, соответствующие чертежу и техническим требованиям на их изготовления. Перед сборкой внутреннюю часть редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской красного цвета. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом.

Порядок сборки редуктора:

Перед общей сборкой предварительно собирают валы с насаживаемыми на него деталями.

Сборка ведущего вала:

На оба кольца вала устанавливают шарикоподшипники, предварительно прогрев их в масле при температуре .

Сборка промежуточного вала:

На вал, с одного конца (со стороны шпоночного паза), устанавливают зубчатое колесо, предварительно закладывая шпонку. Колеса запрессовывается до упора в буртик вала. После установки колеса, устанавливают шарикоподшипники, способом, аналогичным при установки на ведущий вал.

Собранные валы укладываются в корпус редуктора. В среднюю опору корпуса закладывается втулка подшипников, после чего  устанавливают сначала крышку средней опоры,  разъем крышки и корпуса редуктора покрывают тонким слоем смазки типа «герметик» и устанавливают крышку редуктора (предварительно ввинтив в нее рым-болты), стягивая ее болтами и шпильками с корпусом. После, проверяют вращение валов, покрутив рукой ведущий вал редуктора. Валы должны вращаться плавно, без заеданий и сильного шума. Перед установкой крышек подшипника, в сквозные крышки необходимо вставить маслоудерживающие манжеты, а на концы валов надеть дистанционные кольца. Крышки привинчиваются в следующем порядке: под одну из крышек с одной стороны подкладывается прокладка из набора регулировочных прокладок, а на крышку с другой стороны – укладывается одна или несколько прокладок с расчетом, что вал должен иметь достаточный поперечный зазор.

После вкручивают в смотровой люк редуктора сапун, и устанавливают люк на крышку редуктора, уплотнив соединение прокладкой, вкручивают маслоуказатель и пробку слива масла.

Далее на концы ведомого и ведущего валов запрессовывают шпонки.

Сборка привода:

Предварительно подготавливают место для установки привода, заливают бетонную стяжку, высверливают отверстия под фундаментные болты согласно схеме, приведенной на общем виде привода.

После устанавливают раму, прикручивая ее при помощи анкерных болтов, и устанавливают на нее редуктор, прикручивая его болтами. На вал редуктора устанавливают полумуфту.

После устанавливают двигатель, установив на вал вторую полумуфту. Подкладывая регулировочные прокладки под лапы двигателя, добиваются максимальной сносности валов редуктора и двигателя.  После сборки, вкручивают пальцы муфты, соединяя полумуфты в муфту.

После сборки привода, необходимо обкатать его в течении часа, затем слить масло через маслосливное отверстие, и залить новое марки АТ 10 или ИПР -75. Допускается использование другого машинного масла с кинематической вязкостью не менее 70 и не более 100 ссм, при температуре .  Уровень масла проверять каждые 500 часов работы, производить замену масла каждые 3000 часов работы. Уровень масла контролировать жезловым маслоуказателем по специально нанесенным рискам, не допуская перелив или недолив.

Гарантированный ресурс работы изделия без замены деталей и узлов – 10 000 часов непрерывной работы.  По истечению гарантированного срока эксплуатации редуктора, рекомендуется произвести замену шарикоподшипников.

После окончания срока службы изделия, необходимо утилизировать согласно общим требованиям утилизации промышленных отходов, предварительно слив масло.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

4375. Введение в программирование на языке Си 33.45 KB
  Введение Добро пожаловать в мир языка программирования Си, который за время своего существования – порядка 40 лет – уже успел стать классическим, однако его актуальность несомненна и по сей день. Язык Си популярен как среди профессионалов...
4376. Основы языка Си и элементы C++ 326.96 KB
  Основы языка Си и элементы C++ Создание проекта в Microsoft Visual Studio Для разработки программ в среде Microsoft Visual Studio и Microsoft Visual Studio Express следует создать так называемый проект или решение....
4377. Операции и выражения в программировании 88.34 KB
  Операции и выражения Операторы В данной теме мы зададимся вопросом: Из чего состоят программы Если посмотреть на программный код, то в нем можно увидеть различные слова, знаки, цифры. Каждый из этих элементов несет вполне конкретную смысловую наг...
4378. Основы языка Java 1.36 MB
  Основы языка Java Задание Установка Java Runtime Environment и интегрированной среды разработки Eclipse. Введите jre в поисковой системе и выберите первую сверху ссылку. Выберите Download JRE. Примите лицензионное соглашение и выбери...
4379. Язык программирования Си. Лекции 580 KB
  Язык Си создан в начале 70х годов Дэнисом Ритчи в Bell Telephone Laboratories для ОС UNIX. Предшественником Си является язык Би, созданный Кэном Томпсоном, который в свою очередь имеет корни в языке Мартина Ричардсона BCPL. В 1978 г. Брайн Керниган ...
4380. Введение в программирование на С++ 427 KB
  Введение в программирование на С++ Цель: получить основы программирования на С++ ознакомится с созданием простейшей программы в консольном режиме понять что такое переменная и её назначение, научится выводить информацию на экран. Теоретический мат...
4381. Переменные. Константы. Типы данных. Операции в С++ 74.5 KB
  Переменные. Константы. Типы данных. Операции в С++ Цель: понимать, что такое типы данных, уметь правильно выбрать тип данных для используемой переменной, знать какой объем памяти приходится на каждый тип данных знать, что такое константы уметь пра...
4382. Программирование арифметических выражений на С++ 176.5 KB
  Программирование арифметических выражений на С++ Цель: усвоить, что такое линейные алгоритмы научиться создавать блок-схемы ознакомиться с математическими функциями. Теоретический материал В С++ можно делать различные математические расчёты, поэто...
4383. Операторы выбора в С++ 96 KB
  Операторы выбора в С++ Цель: понимать как работают операторы выбора, для чего используются и какой их синтаксис написания. Теоретический материал Операторы выбора — это операторы управления потоком выполнения программы. К операторам выбора отно...