Материал: Расчет редуктора для ленточного конвейера

Расчет редуктора для ленточного конвейера

Содержание

1. Введение

2. Кинематический расчёт привода и подбор электродвигателя

3. Расчёт зубчатой передачи

. Проектный расчёт валов редуктора

5. Конструирование зубчатых колёс

6. Конструирование корпуса редуктора

. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

. Выбор и расчёт муфт

. Выбор и расчёт шпонок

. Уточнённый расчёт валов

. Выбор смазки редуктора

. Описание сборки редуктора

Выводы

Литература

1. Введение

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

На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственное понижение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор проектируют для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организованно серийное производство редукторов.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы как горизонтальные, так и вертикальные могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями.

2. Кинематический и силовой расчет привода

Рисунок 2.1 Кинематическая схема редуктора

Определяется общий КПД привода

(2.1)

где: h_общ - общий КПД привода

Определяется требуемая мощность двигателя

, (2.2)

где: Р₂ - мощность на ведущем валу

Р_тр= 3,5/0,94=3,72 кВт.

Определяется число оборотов на ведомом валу

, (2.3)

где: w - угловая скорость ведомого вала

n₂=(38´ 30) / 3,14= 363,05 мин^-1

Выбирается приближенное значение общего передаточного числа

u_общ=u_пре=3

Определяется требуемая частота вращения двигателя

n_э.тр = п₂´u_общ (2.4)

n_э.тр = (108´30)/3,14 = 1089 об/мин

По таблице выбирается электродвигатель и записываются все данные и размеры

Тип двигателя 4A112МВ6

Р_эл = 4 кВт

п_эл = 1000об/мин

Определяется фактическое передаточное число привода

и_{общ.факт}=п_эл/п₂; (2.5)

u_{общ.факт}= 1000/108 =9,25

Определяется момент на валах редуктора

На ведущем валу

 (2.6)

 (2.7)

На ведомом валу

 (2.8)

Таблица 2.1. Сводная таблица

3. Расчет зубчатой передачи

электродвигатель редуктор шпонка муфта

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3):

для шестерни - сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение, твердость НВ280;

для колеса - сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение, твердость НВ280.

Находим:

Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле

 (3.1)

Окружная скорость зубчатого колеса

 (3.2)

Допускаемые контактные напряжения.

А) По табл. Интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости : для шестерни ; для колеса.

Б) Число циклов нагружения зубьев за всё время работы при

Шестерн

 (3.3)

Колеса:

 (3.4)

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значения коэффициента и_н по таблице

Шестерни:

Колеса:

В) Так как N_HE1 >N_HG2 и N_HE2 >N_HG2, то по условию формулы принимаем коэффициенты долговечности: z_N1 =1 uz_N2 =1.

Г) По формулам табл. определяем пределы контактной выносливости:

Для шестерни :

Для колеса:

Д) Допускаемые контактные напряжения по формуле:

Для шестерни:

 (3.5)

Для колеса:

 (3.6)

Допускаемые контактные напряжения для расчёта цилиндрической передачи с непрямыми зубьями :

 (3.7)

При этом условие соблюдается.

Допускаемые напряжения изгиба

А) базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе,

Б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле значения коэффициента  по табл.: для шестерни при ; для колеса при :

Шестерни:

Колеса:

В) так как N_FE1 >N_FG и N_FE2 >N_FG то по условию формулы принимается коэффициенты долговечности Y_N1 =1 ;Y_N2 = 1. Полагая шероховатости переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровностей R_z<40мкм, принимаем

Y_R1 =Y_R2 = 1.

При нереверсивной работе Y_A=1. Принимается коэффициент запаса прочности [S]_F=1,7.

Г) По табл. определяются пределы выносливости зубьев при изгибе:

Для шестерни m<3мм

Для колеса

Д) допускаемые напряжения изгиба по формуле:

Для шестерни

Для колеса

Коэффициенты нагрузки.

А) по табл. ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначается 8-я степень точности передачи. Затем по табл., интерполируя, получаем K_Hv=1,01; K_Fv=1,06.

Б) Принимается коэффициент ширины венца для симметричного расположенного относительно опор колеса.По формуле:

 (3.8)

По табл. выбирается значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы . Для зубчатого колеса Значение коэффициента К_w находится по таблице для зубчатого колеса : К_w=0,45. Тогда значение  после притирки зубьев:

 (3.9)

Значение коэффициента K_FB находим по формуле, приняв G_F=0,88.

В) Для принятой твёрдости поверхностей зубьев шестерни Н₁ =48…53 HRC и колеса Н₂ =269…302 НВ по формуле находится значения коэффициентов распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-й степени точности передачи

 (3.10)

Что не соответствует условию . Принимаем ;

Г) находим значения коэффициентов нагрузки по формулам при К_А= 1

Межосевое расстояние. По формуле уточняем межосевое расстояние

 (3.11)

Принимаем a_w=95мм

Ширина венца колеса и шестерни:

Принимаем b₂ =30

Нормальный модуль зубьев.

Минимальное значение

Максимальное значение

По стандарту принимаем из первого ряда т=1,5мм.

Угол наклона зубьев и число зубьев колес.

А) предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев

Условие выполнено.

Б) суммарное число зубьев

Принимается

В) фактический угол наклона зубьев

Г) число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂

 (3.12)

 (3.13)

Принимается z₁ = 31; z₂ = 93.

Фактическое передаточное число

 (3.14)

Что меньше заданного на 2,2%. Для дальнейших расчетов принимаем

Проверочный расчёт на контактную прочность

 (3.15)

Расчётные данные принимаются за окончательные

Силы в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Проверочный расчёт на прочность при изгибе

А) Эквивалентное число зубьев

Шестерни

Колеса

Б) По табл. принимается коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений при коэффициенте смещения х=0; шестерни Y_Fs1 = 3.8 колеса Y_Fs2 = =3.59

В) Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Условие выполнено

Г) Для косозубых колес коэффициент

Д) Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зуба:

Колеса

Шестерни

Прочность зубьев на изгиб выполняется

Основные геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры шестерни и колеса

Диаметры вершин шестерни и колеса

Диаметры впадин шестерни и колеса

Межосевое расстояние

Принимается =95

Пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни

Dзаг=d+6мм = 50,938 +6 =57<D =200мм

Sзаг=0,4b2 =0,430 =12 мм или Sзаг=8m =8 1,5=12 мм, что меньше S=125 мм