Проектирование зубчатого редуктора

Проектирование зубчатого редуктора

Московский Институт Стали и Сплавов

Новотроицкий филиал

Кафедра “ОТД”

ДЕТАЛИ МАШИН

Пояснительная записка

Новотроицк 2002 г.

Оглавление:

1.Техническое задание.

2. Введение.

3. Кинематический и силовой расчет привода.

3.1 Выбор электродвигателя.

3.2 Передаточные числа элементов привод.

3.3 КПД редуктора и привода.

3.4 Крутящие моменты на валах.

4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи.

4.1 Выбор материалов колес тихоходной ступени.

4.2 Определение основных параметров ступени.

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи.

5. Проверочный расчет тихоходной ступени по напряжениям изгиба.

5.1 Определение допустимых напряжений.

5.2 Расчет зубьев на статическую прочность.

6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи.

6.1 Предварительный расчет и конструирование валов.

6.2 Проверочный расчет тихоходного вала.

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

6.2.2 Расчет вала на выносливость.

6.2.3 Расчет вала на статическую прочность.

6.2.4 Проверка шпонок на смятие.

6.3. Расчет подшипников качения тихоходного вала.

6.4 Выбор муфт.

7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода

7.1 Корпус редуктора

7.2 Рама привода.

8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения.

Сроки выполнения:

График выполнения

Дата выдачи г. Руководитель проекта:

Гавриш П.В. ( )

Механические характеристики материалов шестерни (1) и колеса (2) ступени

Эквивалентные числа циклов контактных напряжений зубьев шестерни Nне1 и колеса Nне2 /6. с.43/

Nне1=60•nт•t0•н

Nне2=60•nб•t0•н

где t0 =21024 ч - расчетный срок службы привода,

н - параметр режима нагрузки по контактным напряжениям, который для тяжелого режима равен н =0,5 /2. с.95/.

Nне1= 60•267,9•3731,76•0,5=30•I06 циклов;

Nне2=60•75,45•3731,76•0,5=8,45•106 циклов.

Коэффициенты долговечности при расчете на контактную выносливость \2. с.113\

Для шестерни:

Для колеса:

где NHO1=NНО2=60•106 - базовое число циклов (табл.)

КHL1=6v60•106/30•106 =1,21;

принимаем КHL1=1;

КHL2=6v10•106/8,45•106 = 1,03;

принимаем КHL2=1;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни НР1 и колеса НР2 /5. с.113/:

НР1=0НР1• КHL1, НР2=0НР2• КHL2

Где 0НР1 =0НР2=800 МПа - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов нагружения (табл. 1);

НР1=800•1,12=896 МПа,

НР2 =600•1,03=618 МПа;

для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е.

НР=НР2=618 МПа.

4.2 Определение основных параметров ступени

С целью повышения несущей способности передачи, улучшения плавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубые зубчатые колеса. Межосевое расстояние ат (мм) тихоходной ступени /3. с. 10/

где Uт=Uред=5,0 - передаточное число; ТТ=242,1 Н•м - крутящий момент на ведомом колесе; НР=800 Мпа - допускаемое контактное напряжение;

Кн =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 - численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; а - коэффициент ширины колеса. Принимая а =0,25 /3. с.11/ , /4. с.64/, получим

ат?(2,24+1).( 524,02. 1,4/0,25(8900/618. 2,24)2 )1/3 =160,38 ;

Округляем полученное значение аТ до ближайшего стандартного значения по СТ

С•ск4ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем аТ=160 мм.

Ширина колеса: b2=а•аТ=0,25•160=40 мм.

Ширина шестерни: b1= b2+(5…10) мм =46 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b1=40 мм и b2=46 мм. Нормальный модуль зацепления mn (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.

mn=(0.02…0.035)• аТ=0,02•160=3,2 мм.

Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение mn=3,0 мм /3. с.13/.

Задавая предварительно угол наклона зубьев =15, найдем числа зубьев шестерни z1, колеса z2, и суммарное число зубьев z= z1+z2.

z=2ат•Cos/mn=2•160•Cos13/5,062,36

z1= z/(uT+1)=62,36/(2,24+1)19,24,

z2=z- z1=62,36-19,24=43,12.

Фактический угол наклона зубьев

=arcos(mn*z/2aT)=arcos(5 •62,36/(2•160))=12,9

основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.

Поскольку эти значения меньше допустимых F1=F1=240 МПа (табл. 1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

По величине посадочных диаметров (рис.II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.

Таблица 3

Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:

Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке(рис 14). Данные размеры l1 = 51 мм, l2= 57 мм в l3 = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a

R =d2/2134 мм - из табл.3 (см.п.4.2).

Передаваемый крутящий момент ТТ= 242,1 Н · м найден в п.3.4. а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4:

Ft= 1,814 кН, Fr = 0,648 кН, Fa= 0,484 кН.

Поперечную силу Fм, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/.

FM = 0,3•Fr = 0,3•1,814 = 0,544 кН.

Определяем опорные реакции от сил Fr и Fа (плоскость YOZ ):

Таблица 4

Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.

МВ=0; YA•(l1+l2)-Fr•l2+Fa•R=0;

YA=(684•0,057-484•0,1335)/0,108= -0,2373 кН;

МА=0; YB•(l1+l2)-Fr•l1-FA•R=0;

YB=(684•0,057+484•0,1335)/0,108= 0,9213кН.

Проверяем правильность определения реакций

Y=0;YA-Fr+YB=0;

-0,2373-0,684+0,9213=0;

0=0.

Строим эпюру изгибающего момента МУ :

McУ=Ya·l1= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м;

Mc'У=Yв·l2=921,3·0,057=52,514 Н·м;

Определим опорные реакции от силы Ft (плоскость XOZ):

МВ=0;ХА·(l1+l2)-Ft·l2=0;

ХА=(1,814·0,057)/(0,057+0,051)=0,957 кН;

МА=0;ХВ·(l1+l2)-Ft·l1=0;

ХВ=(1,814·0,051)/(0,057+0,051)=0,857 кН.

Проверяем правильность определения реакций

Х=0;ХА-Ft+ХВ=0;

0,957-1,814+0,875=0;

1,814-1,814=0.

Строим эпюру изгибающего момента МХ :

Mcх=Хa·l1=957·0,051=48,81 Н·м;

Mc'х=Хв·l2=857·0,057=48,85 Н·м;

Строим эпюру изгибающего момента МU от совместного действия сил Ft, Fr, Fа (рис. 14.г):

Мuc= ((Мхс)2+(Мус)2)1/2 =50,29 Н·м;

Мuc'= ((Мхс')2+(Мус')2)1/2 =71,72 Н·м;

Определим опорные реакции от силы FМ :

МВ=0; -RАМ ·(l1+l2)-FМ·l3=0;

RАМ=(0,544·0,059)/(0,051+0,057)=0,297 кН;

МА=0; -RВМ·(l1+l2)-FМ·(l1+l2+l3)=0;

RВМ=0,5442(0,051+0,057+0,059)/(0,051+0,057)=0,842 кН.

Проверяем правильность определения реакций:

FМ=0; RАМ + FМ- RВМ=0

0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0.

Строим эпюру изгибающего момента ММ от силы:

Мвм= RАМ ·(l1+l2)= 297(0,051+0,057) =32,08 Н·м;

Мсм= RАМ ·l1= 297·0,051 =15,44 Н·м;

Мс'м= RАМ ·l2= 297·0,057 =16,93 Н·м;

Строим эпюру суммарного изгибающего момента М от совместного действия всех сил (рис. 14.е):

Мc =Мcu+Mcm =50,29+15,44=65,73 Н·м,

Мc' =Мc'u+Mc'm =71,72+16,93=88,65 Н·м,

МB =МBu+MBm =0+32,08=32,08 Н·м,

Строим эпюру крутящего момента (рис. 14.ж): Тт=242,1 Н·м.

Определим действующие напряжения изгиба , изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения , изменяющиеся по нулевому циклу:

=M/Wn=70,81/14,5·10-6=4,5 МПа,

=TТ/WK=242,1/30,8·10-6=7,86 МПа.

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S и касательных S напряжениям:

S=-1/(·K/·),

S=2-1/(((K/·)+)),

где -1=250 МПа, -1=150 МПа, =0 (см. п.6.1);

K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - масштабные факторы; - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей =250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом K/=3.46 /7. с.300/ и

K/=1+0.6((K/)-1)=1+0,6(3,46-1)=2,48 /7. с.301/.

Примем шероховатость поверхности вала Rt?20 мкм, тогда =0,9 /7. с.298/.

S=250/(4,5·3,46·0,9)=17,8;

S=2·150/(7,86/(2,48·0,9)+0)=85,19.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S= S· S/( S2 +S2)1/2=17,8·85,19/(17,82+85,192)1/2=17,42.

Поскольку эта величина больше допускаемого значения [S]=2,5, то усталостная прочность вала обеспечена.

пик = ·=4,51 . 106 . 2 = 9,02 МПа,

пик=·=7,86.106·2= 15,72 МПа.

Здесь коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя =2 (см.п.3.1).

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным SТ и касательным ST пиковым напряжениям:

SТ= Т/пик=280/9,02=31,04;

ST =T/пик=170/15,72=10,81.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении при кратковременной перегрузке:

SТ= SТ· SТ/( SТ2 +SТ2)1/2=31,04·10,81/(31,042+10,812)1/2=10,21

Так как эта величина больше допускаемого значения [S]=1,7, то статическая прочность вала обеспечена.

Эквивалентная динамическая нагрузка

P=(V·X·Frb+Y·Fab)·K·KT,

Где V=1 - коэффициент вращения /7. с.359/; X=1 и Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки.

Fab/(V·Frb)= 0,225/(1·1,296)=0,173 <e=0,15 /7. с.360/;

Кb=1 - коэффициент безопасности при спокойной нагрузке без толчков; КТ=1 - температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100С /7. с.359/;

P = (1·1·1,296+0·0,225)·1·1=1,521 кН.

Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл. 4)

?h=106/(60·nT)·(C/P)3

?h =106/(60·200)·(19,5/1,521)3=175604 часов.

эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.

Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основные размеры муфты МВП представлены на рис.15.6

7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода

С учетом условий эксплуатации выбираем солидол синтетически (солидол С) по ГОСТ 4366-76 /7. с.352, табл.12.22/.

Объем смазки: 2/3 свободного объема полости подшипникового узла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.

Для отделения узла подшипника от общей системы смазки используем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку от вымывания.

Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках тихоходного и быстроходного валов используем уплотнители из войлока, встроенные в накладные крышки .

9. Охрана труда, техническая эстетика

Cцелью обеспечения безопасности монтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотрены следующие мероприятия.

В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы, обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функцию выполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель и другие токопроводящие части привода заземлены.

Вращающиеся части привода в местах соединения выходных участков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.

Для заливки масла в корпус редуктора и визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люк с ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановые сроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощью маслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),

С целью герметизации корпуса редуктора его поверхности разъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливной пробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).

Для облегчения демонтажа крышки корпуса редуктора предусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется при помощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).

После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкатке в течение 4 часов без нагрузки.

Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфт МВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода - в серый.

В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.

Заключение

В соответствии с техническим заданием на курсовой проект выполнен следующий объем расчетно-графических работ.

По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры.

По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.

Из предварительного расчета валов редуктора на кручение определены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетная схема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала по нормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическая прочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений и работоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.

Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.

Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.

По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатого двухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертежи тихоходных вала и колес

Библиографический список:

1. Басов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводов тяжелых цветных металлов, -М.: Металлургия, 1984, - 352 с.

2. Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительных фабрик: Учебное пособие. - М.: изд.МИСиС, 1986.-104 с.

3. Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

4. Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатые и червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. -М.: изд. МИСиС, 1979,- 120 с.

5. Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургических машин: Справочник. - М.: Металлургия, 1985.- 184 с.

6. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с.

7. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. -М.: Машиностроение, 1984.-560 с.