Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю (стр. 1 из 5)

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. =} ŋ_{ц .п∙}η_м∙ ŋ_цеп..п. ŋ²_п.к.

Согласно таблице 1 /2/

ŋ_цеп.п.= 0,92 – КПД цепной передачи

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

ŋ_пк = 0,99 – КПД пары подшипников

η_{м. .}= 0,98_{_}^__ КПД муфты

ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,99²∙0,98 = 0,857

Определяем требуемую мощность на валу шнека−смесителя

Р_тр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт

Определяем частоту вращения вала шнека−смесителя

n_ном =

= =34,74 об/мин

Определяем требуемую мощность двигателя

Р_тр. =

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

n_ном = 700 об/мин d_дв = 32 мм.

Общее передаточное число

u_общ =

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

u_цеп=

Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

n_дв=n_ном= 700 мин^-1

n_дв=n_ном= 700 мин^-1

Определяем мощность на всех валах привода.

Ведущем валу редуктора:

Р₁= Р_тр. ∙η_п. ∙η_м = 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт

Ведомом валу редуктора:

Р₂= Р₁ ∙ ŋ_ц.п ∙η_{п к..} = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт

Выходном валу привода:

Р₃= Р₂∙ η_цеп.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.

Параметр	Вал
	двигателя	ведущий (быстроходный)редуктора	ведомый (тихоходный) редуктора	рабочей машины
Мощность Р, кВт	2,567	2,491	2,392	2,2
Частота вращения n, об/мин	700	700	140	34,74
Угловаяскорость w, 1/с	73,27	73,27	14,65	3,64
Вращающий момент Т, Нм	35	34	163,3	604,4

Определим ресурс привода.

Принимаем двухсменный режим работы привода тогда

L_h=365·L_г·t_c·L_c=365·6·2·8=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда

L΄_h= L_h·0,85=35040·0,85=29784 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h=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 −К_нl=1-коэффициент безопасности при длительной работе;

−[σ_н0]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев N_H0.

Расчетное допускаемое напряжение

[σ_H]=0,45∙([σ_H1]+[σ_H2])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа

Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно

Шестерня:

Где

₂=1,03∙НВ_2ср=1,03∙248,5=256МПа

₁=1∙294=294МПа

₂=

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

− [σ_F0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений N_F0.

Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

Принимаем расчетные коэффициенты:

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

- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψ_d=b₂ /d₁=0,3 ·Ψ_аω(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 К_Нβ=1.

Определяем межосевое расстояние передачи:

принимаем по ГОСТ 2144-76 a_ω=112 мм.

Определяем предварительные размеры колеса:

делительный диаметр

;

ширина венца

b₂= Ψ_аּa_ω=0,4ּ112=45 мм.

Определяем нормальный модуль зубьев:

принимаем по ГОСТ9536-60 m_n=1,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

Определяем число зубьев шестерни

Принимаем z₁=24

Число зубьев колес:

z₂₌z_1*u=24∙5=120

Фактический угол наклона зубьев:

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

Определяем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей