Реферати українською » Промышленность, производство » Розрахунок і проектування редуктора загального призначення


Реферат Розрахунок і проектування редуктора загального призначення

Страница 1 из 3 | Следующая страница

>Оглавление

Технічне завдання проектування

Запровадження

1.Кинематический і силовий розрахунок

1.1 Вибір вантажного каната, розрахунок поліспаста і вантажного барабана

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Визначення частот обертання,вращающих моментів на валах

2. Розрахунок відкритої щаблі

2.1 Вибір матеріалів. Розрахунок допустимих напруг

2.2 Розрахунок модуля зачеплення

2.3 Розрахунок геометричних розмірів зубчастих коліс

2.4 Розрахунок допоміжних параметрів

2.5 Розрахунок сил, які узацеплении

2.6Проверочний розрахунок передачі

2.7 Схема приводу зкинематическим аналізом

3. Попередній розрахунок валів редуктора

3.1 Ведучий вал

3.2 Ведений вал

4. Конструктивні розміри шестерні і колеса

5. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

6. Конструктивні розміри шестерні і колеса

7. Конструктивні розміри корпусу редуктора

8. Перший етап компонування редуктора

9. Перевірка довговічності підшипника

10. Другий етап компонування редуктора

11. Перевірка міцностішпоночних сполук

12. Уточнений розрахунок валів

13.Посадки зубчастого колеса, шестерні і підшипників

14. Вибір сорти олії

15. Складання редуктора

Список використаної літератури


Технічне завдання проектування

>Спроектировать і розрахувати привід вантажний лебідки має вантажопідйомність G = 4,9 тонни, швидкість підйому вантажу V = 13,5м/мин. Прихід двоступінчастий: перша щабель – закрита (редуктор)цилиндрическаякосозубая, другий ступінь – відкрита,цилиндрическаяпрямозубая.

Малюнок 1. Завдання проектування.


Запровадження

Темою курсової роботи є підставою розрахунок і проектування редуктора загального призначення.

Мета цієї праці полягає у тому, щоб навчитися правильно використовувати знання, отримані у процесі навчання, практично.

У процесі виконання даної роботи вирішуються такі:

розширення, поглиблення, закріплення і систематизація теоретичних знань й застосування їх цих знань для ведення розрахунків під час проектування;

розвитку навичок ведення самостійної творчої інженерної роботи.


1.Кинематический і силовий розрахунок

1.1 Вибір вантажного каната, розрахунок поліспаста і вантажного барабана

Розрахунок найбільшого натягу каната

>Кратность поліспаста приймаємо рівної іП = 2, ккд поліспастаП = 0,99 для блоків із підшипникамикачения

P.S = 4900/(2*0,99) = 24747 М

Розрахунок найменшого припустимогоразривного зусилля каната

,n = 5,5 для механізмів підйому вантажу, що працюють у середньому режимі.

P.S>P = 5,5*24747 = 136108 М

Вибір вантажного каната

Вибираємо канат типуЛК-Р по ГОСТ 2688-90 з міцністю дротівУ =1960МПа. Узятий канат має діаметрd = 15 мм P.S>P = 137000 =137000Н.

Розрахунок мінімального радіуса блоку

 e = 18, для механізмів підйому, працюючих середньому режимі,

D = 18*15 = 270 мм

Розрахунок мінімального діаметра вантажного барабана

Dб = 270*0,85 = 229,5 мм, приймаємо Dб = 230 мм

Розрахунок частоти обертання вантажного барабана


>б = (13,5*2/60)*(2000/(230+15)) =3,67с-1

nб = (30*3.67)/3.14 = 35 об./хв

Розрахунок потужності на барабані

Рб = (10*4,9/2)*((230+15)/2000)*3,67 =11кВт

1.2 Вибір електродвигуна

Розрахунок ккд приводу

,

де1 – ккд редуктора,2 – ккд відкритої щаблі,М – ккд муфти,ПП – ккд пари підшипників.

>>ОБЩ = 0,98*0,95*0,98*0,993 = 0,885

Розрахунок необхідної потужності двигуна


Р>Э.Тр = 11/0,885 =12,43кВт

Оцінка максимальної частоти обертання двигуна. Вибір електродвигуна.

Приймаємо: u1>max = 5, u2>max = 10,

n>Э.МАХ = 35*5*10 = 1750 об./хв

За каталогом (>стр.390 [1]) вибираємо електродвигун. З отриманої максимальної частоти обертання, враховуючи, що з запуску двигуна завжди необхідно мати запас потужності, вибираю електродвигун асинхронний зкороткозамкнутимротором4А160М6 з Р>НОМ = 15 кВт, n>ДВ = nз*(>1-s) = 1000*(1-0.026) = 974 об./хв,d>ВАЛА = 48 мм.

u>общ = n>дв/nб

u2 = uін/u>p

u>общ = 974/35 = 27,8

u2 = 27,8/4 = 6,95

1.3 Визначення частот обертання,вращающих моментів на валах

Розрахунок представлено таблиці 1.

Таблиця №1.

Найменування валу

n, хв-1

>, з-1

>P, кВт T,Н*м
Швидкохідний вал редуктора 974 101,5 12,4 122
>Тихоходний вал редуктора 243,5 25,5 11 431,4
Вал барабана 35 3,67 11 2997

2. Розрахунок відкритої щаблі

редуктор вантажний канат поліспаст барабан

Розрахунок ведемо по вигину.

2.1 Вибір матеріалів. Розрахунок допустимих напруг

Вибираємо Сталь 45 ГОСТ 1050-88 поліпшену для шестерні і колеса, з твердістю поБринеллю, відповідно:

>НВ1 = 270

>НВ2 = 240

,

де K>HL коефіцієнт довговічності, рівний 1, для довговічних передач.

Формула до розрахункуизгибних напруг набуде вигляду:

Коефіцієнт запасу P.SF = 1,7 для кованих і штампованих зубчастих коліс

[>]F1 = (1,75*270)/1,7 =278МПа

[>]F2 = (1,75*240)/1,7 = 247МПа


2.2 Розрахунок модуля зачеплення

,

деkF – коефіцієнт навантаження. Для консольного розташування шестерніkF = 1,7. приймаємоz1 = 30,>bm = 10, T1 – момент натихоходном валу редуктора вН*м, YF = 3,8 коефіцієнт форми для 30 зубів.

>m = [3,8(2*431,4*1,7*103)/(30*10*278)]1/3 = 4,06 мм. Знайдене значення відкритого модуляокругляем до стандартного значенняm = 4,0 мм

2.3 Розрахунок геометричних розмірів зубчастих коліс

>z2 =z1* u2 = 30*6,95 = 208,5 ≈ 209

>d1 = Z1*>m = 30*4,0 = 120 мм

>d2 = Z2*>m = 209*4,0 = 836 мм

>da1 =d1 +2m = 120 + 8 = 128 мм

>da2 =d2 +2m = 836 + 8 = 844 мм

>d>f1 =d1 –2,5m = 120 – 10 = 110 мм

>d>f2 =d2 –2,5m = 836 – 10 = 826 мм

b1 = b2 + 5 = 40 + 5 =45мм

b2 =>bm *m = 10*4 =40мм

2.4 Розрахунок допоміжних параметрів

v =d1 *1/2000 = 120*25,5/2000 = 1,53 м/с

>>bd = b1/>d1 = 45/120 = 0.375


2.5 Розрахунок сил, які узацеплении

F>t =2000*T1/>d1 = 2000*431,4/120 = 7190 H

F> = F>t*>tg =7190*tg20 = 2617 H

2.6Проверочний розрахунок передачі

YF2 = 3,6 (для зубчастих коліс, виконаних без усунення, приz 100), Y> – враховує вплив кута нахилу.

KF = K>F * K>F * K>Fv – коефіцієнт навантаження при розрахунку по напругам вигину.

K>F – коефіцієнт, враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса, щодо розподілу навантаження між зубами, дляпрямозубих коліс K>F = 1.

K>F – коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу напруг біля підніжжя зубів по ширині зубчастого віденця, K>F = 1,068 (таблиця 3.7. [1]).

K>Fv – коефіцієнт динамічної навантаження, K>Fv = 1,25 (таблиця 3.8. [1]).

KF = 1*1,068*1,25 = 1,335

>Проверяю зуби по напругам вигину:

>>F2 = ((1,335*7190)/(35*4,03)) * 3.6 = 246,8МПа

>>F1 = 246,8*(3,8/3,6) = 260,5МПа


2.6 Схема приводу зкинематическим аналізом

Малюнок 2.Кинематический аналіз


3. Попередній розрахунок валів редуктора

Попередній розрахунок проведемо на крутіння по зниженимдопускаемим напругам.

3.1 Ведучий вал

Діаметр вихідного кінця придопускаемом напрузі [>tДо] = 25МПа визначаємо за такою формулою

>dB1 = ((16*122*103)/3,14*25)1/3 = 29,2 мм.

Вал редуктора з'єднаний із електродвигуном у вигляді муфти. Приймаємо муфту типуМУВП по ГОСТ 21424-75 зрасточкамиполумуфт підd>ДВ =48мм іdB1 = 45 мм (муфти УВП можуть з'єднувати вали різних діаметрів у межах номінального моменту, приймаю муфтуМУВП8-710-45-2-48-2-У3), приймемо під підшипникамиd>П1 = 45 мм.Шестерню виконуємо впродовж одного ціле з валом.

3.2 Ведений вал

Діаметр вихідного кінця валу визначаємо тим більше ждопускаемом напрузі, як і провідний,т.к. діють самі сили та моменти, застосовуємо тедопускаемое напруга [>tДо] = 25МПа.


>dB2 = ((16*431,4*10 3)/3.14*25) 1/3 = 44,5 мм,

приймаємо45мм, діаметр валу під підшипниками приймаємо

>d>П2 =45мм, під зубцюватим колесомd>К2 =50мм.

>Диаметри за інші ділянки валів призначаємо з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.


4. Конструктивні розміри шестерні і колеса

>Шестерню виконуємо під садіння на вал діаметром 45 мм, розміри її визначено раніше:d1 = 120 мм,da1 =128мм,d>f1 = 110 мм, b1 = 45 мм, ширина маточини шестерні 60 мм.

Колесо кованеd2 = 836 мм,da2 = 844 мм,d>f2 = 826 мм, b2 = 40 мм.


5. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Позаяк у завданні немає особливі вимоги щодо габаритів передачі, вибираємо матеріали зі середніми механічними характеристиками: для шестерні – сталь 45, термічна обробка – поліпшення, твердістьНВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка поліпшення, але твердість на 30 одиниць менше –НВ 200.

>Допускаемие контактні напруги

,

де>Нlimb – межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

Для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів меншНВ 350 та термічним обробкою (поліпшенням)

>>Нlimb =2НВ + 70;

До>HL – коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що відбувається при тривалої експлуатації редуктора, приймаємо До>HL = 1, коефіцієнт безпеки [P.SH] = 1,10.

Длякосозубих коліс розрахунковедопускаемое контактне напруга визначається за такою формулою

;

для шестерні [>>Н1] = ((>2НВ1+70)* До>HL)/ [P.SH] = ((2*230+70)*1)/1,10=481,8 482МПа;

для колеса [>>Н2] = ((>2НВ2+70)* До>HL)/ [P.SH]=((2*200+70)*1)/1,10 = 427,3 427МПа.

Тоді розрахунковедопускаемое контактне напруга

[>М] = 0,45*(482+427) = 409,05 409МПа.

>Требуемое умова [>М] 1,23[>Н2] виконується.

Коефіцієнт До приймаємо, як випадку несиметричного розташування коліс, значення До = 1,25,т.к. із боку зубчастого колеса відкритої передачі діють сили, викликають додаткову деформацію відомого валу і що погіршують контакт зубів.

Приймаємо длякосозубих коліс коефіцієнт ширини віденця помежосевому відстані>ba =b/aw = 0,4.

>Межосевое відстань з умов контактної витривалості активних поверхонь зубів визначається за такою формулою:

 мм,

найближче значеннямежосевого відстані по ГОСТ 2185-66 аw = 200 мм (другий ряд).

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за такою рекомендації:

>mn = (>0.010.02) аw =>200(0.010.02) =2,04,0 мм, по ГОСТ 9563-60* приймаємоmn = 2,0 мм.

Приймемо попередньо кут нахилу зубів b = 10° і визначимо числа зубів шестерні і колеса

.

Приймаємоz1 = 39 ; тодіz2 =z1 * u = 39 * 4 = 156

>Уточненное значення кута нахилу зубів

 > =12°50


Основні розміри шестерні і колеса:

діаметри ділильні:

перевіряємо аw = (>d1 +d2)/2 = (80+320)/2 = 200 мм;

діаметри вершин зубів:

>da1 =d1 +2mn = 80 + 2*2 = 84 мм

>da2 =d2 +2mn = 320 + 2*2 = 324 мм

ширина колеса:

b2 =>baaw = 0.4*200 =80 мм,

ширина шестерні:

b1 = b2 + 5 = 80 + 5 = 85 мм,

визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

>>bd = b1/>d1 = 85/80 = 1.063.

Окружна швидкість коліс і рівень точності передачі


 м/с,

призначаємо 8-му ступінь точності й діють приймаємо K>Hv = 1.0 1.05 [1], значення інших коефіцієнтів приймаємо:

KHb = 1.04 (табл. 3.5[1]), K>H = 1.09 (табл. 3.4 [1]), K>Hv = 1,0 (табл. 3.6[1]), в такий спосіб

KH = KHb K>H K>Hv =1.04*1.09*1.0 = 1.134

Перевіряємо контактні напруги:

Сили, які узацеплении:

окружна

радіальна

осьова

Fa =F>ttgb =3050*tg12°50 = 695,10 М


Перевірка зубів на витривалість по напругам вигину

Коефіцієнт навантаження

KF = KFb *K>Fv,

за таблицею 3.7 [1] при>bd =1,063, твердостіНВ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор KFb = 1,31 . за таблицею 3.8 K>Fv = 1.3. Отже, коефіцієнт KF = KFb *K>Fv = 1,31*1,3 =1,703; YF – коефіцієнт, враховує форму зуба й залежний від еквівалентного числа зубівzv у:

шестерні

колеса

YF1 = 3,61, YF2 =3,60.

>Допускаемое напруга

.

По таблиці 3.9 [1] для стали 45 поліпшеною при твердостіНВ 350°>Flimb = 1.8HB.

Для шестерні°>Flimb = 1,8*230 =415МПа, для колеса°>Flimb =1,8*200 = 360МПа. [P.SF] = [P.SF]'[P.SF]" – коефіцієнт безпеки, де [P.SF]' = 1,75 (табл. 3.9[1]), [P.SF]" = 1 (для поковок і штампувань), отже, [P.SF] = 1,75*1 = 1,75.

>Допускаемие напруги:

для шестерні [>F1] = 415/1.75 = 237МПа;

для колеса [>F2] = 360/1,75 = 206МПа.

Подальший розрахунок вестимемо для зубів колеса,т.к. йому дане ставлення менше.

Визначаємо значення коефіцієнтів Yb і K>F

Yb =1-b°/140 =1-12°50/140 =0,908

K>F = [>4+(> –1)(n-5)]/4>

Для середніх значень коефіцієнтаторцового перекриття> = 1,5, і 8-ї ступеня точності K>F =0,92.

Перевіряємо міцність зуба колеса

 < [>F2] =278МПа

Умова міцності виконано.


6. Конструктивні розміри шестерні і колеса

>Шестерню виконуємо впродовж одного ціле з валом, її розміри визначено раніше:

>d1 = 80 мм

>da1 = 84 мм

>d>f1 =d1 –2,5m = 80-2.5*2 = 75 мм

b1 = 85 мм.

Колесо коване:

>d2 = 320 мм

>da2 = 324 мм

>d>f2 =d2 –2,5m = 320-2.5*2 = 315 мм

b2 = 80 мм.

Діаметр маточиниdст =1.6dK2 = 1.6 * 50 = 80 мм; довжину маточини приймаємо рівної ширині зубчастого колеса lст = 80 мм; товщина ободапро = (2,54)mn = (2,5 4)*2,0 = 5 8 мм, приймаємо 10 мм; товщина диска З = 0,3 b2 = 0,3*80 = 24 мм.


7. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Товщина стінок корпуси та кришки: = 0,025 aw + 1 = 0,025*200 + 1 = 6 мм, приймаємо = 8 мм;1 = 0,02 aw + 1= 5 мм, приймаємо1 = 8 мм.

Товщина фланців поясів корпуси та кришки:

Верхнього пояса корпуси та пояса кришки

b =1.5 = 1.5*8 =>12мм; b1 =1.51 = 1,5*8 =12мм;

нижнього пояса корпусу

р = 2,35 = 2,35*8 =18,8мм, приймаємо 20 мм.

Діаметр болтів: фундаментальнихd1 = (>0,030,036) aw +12 = (>67,2)+12=18 19,2 мм; приймаємо болти різьбленіМ20;

>крепящих кришку до корпусу у підшипниківd2 = (>0,70,75)d1 = (>0,7 0,75)*20 = 1415мм, приймаємо болти різьбленіМ16;

що з'єднують кришку з корпусомd3 = (>0,50,6)d1 = (>0,5 0,6)*20 =1012мм, приймаємо болти різьбленіМ12.


8. Перший етап компонування редуктора

Перший етап служить для наближеного визначення становища зубчастих коліс ішкива щодо опор на подальше визначення опорних реакцій і добору підшипників.

>Компоновочний креслення виконується лише у проекції – розріз по осях валів при знятої верхньої кришці редуктора.

>Зазор між торцем шестерні чи торцем маточини і внутрішньої стінкою корпусу А1 = 1,2, зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу А =, відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого валу і внутрішньої стінкою корпусу А = , якщо діаметр окружності вершин зубів шестерні виявиться більше зовнішнього діаметра підшипника, то відстань А будемо відміряйте від шестерні.

Попередньо намічаю радіальні шарикопідшипники середньої серії; габарити підшипників вибираю по діаметру валу на місці посадки підшипникаd>П1 = 45 ммd>П2 = 45 мм

Таблиця №2.

Умовне позначення підшипника >d D B Вантажопідйомність,кН
Розміри, мм З

З0

109 45 75 16 21,2 12,2
209 45 85 19 33,2 18,6

Для мастила підшипників будемо застосовуватиконсистентную пластичну мастилоЛитол - 24 по ГОСТ 21150-75, задля унеможливлення витікання мастила всередину корпуси та вимивання пластичного матеріалу рідким олією із зони зачеплення встановлюємомазеудерживающие кільця, їх ширина визначається розміром у = 8 12 мм.

>Измерением визначаю відстань на провідному валу l1 = 68 мм на відомому l2 = 72 мм. Приймаю остаточно 72 мм.

Глибина гнізда для підшипника lР1.5B, для 109 підшипника 24 мм, для 209 – 28,5 мм, приймаю lР = 30 мм.

Товщинуфланца

Страница 1 из 3 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація