Редуктор ленточного конвеера

Оглавление

 

Введение 4

1 Выбор электродвигателя 5

2 Расчет зубчатой  передачи редуктора 8

3 Предварительный  расчет валов 14

4 Расчет основных  параметров корпуса 16

5 Подбор и  проверочный расчет шпонок 19

6 Проверочный  расчет редукторов 21

7 Выбор подшипников  качения, их расчет на долговечность 28

8 Выбор муфты 30

9 Смазка редуктора 31

Заключение 32

Список использованных источников 34

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных  передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема  привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или  ременные передачи.

Назначение редуктора  — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют  либо 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 организовано серийное производство редукторов.

 

 

 

 

 

 

1 Выбор электродвигателя

 

Искомую мощность электродвигателя определим из:

 

 

(1)

где, h – коэффициент полезного действия привода, равный произведению частных передач, входящих в кинематическую схему

 

h=h1*h22*h3*h4,

(2)

где,  h1 – КПД пары цилиндрических зубчатых колес h1 = 0,98;

h2 – коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения в редукторе,  h2= 0,99;

h3 – КПД открытой передачи, h3 = 0,90;

h4 – КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, h4 = 0,99

 

h=0,98*0,992*0,9*0,99=0,86

 

 

 

Значения КПД передач  отдельных типов взяты в [1,с.5,табл. 1,1]

Вычислим угловую скорость вращения третьего вала:

 

 

(3)

 

Число оборотов третьего вала будет равно:

 

 

 

Выберем тип электродвигателя по данным [1,с.390,табл. П1]

Pдвигателя =15 кВт; типоразмер 4А160М6; hс = 1000 об/мин; S =2,6 %. Исходя из данных вычислим число оборотов на ведущем валу:

 

 

 

Определим передаточное число  привода:

 

 

(4)

Разбиваем общее передаточное число привода. Для зубчатых передач  передаточное число рекомендуется  принимать от двух до шести. Принимаем для редуктора

Uр= 5 по ГОСТ 2185-66 [1,с.36],

тогда

 

 

(5)

Определим частоту вращения и угловые скорости валов редуктора:

 

 

 

 

 

 

 

Определим вращающие моменты  на вал-шестерне:

 

 

(6)

На валу колеса:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расчет зубчатой  передачи редуктора

 

Выбираем материалы для  шестерни и колеса. [1,с.34,табл.3,3] Так  как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками.

Таблица 1

Наименование детали	Материал	Диаметр заготовки мм	dв МПа	dт МПа	НВ (среднее)	Термообработка
Шестерня	40х	до 120	930	690	270	Улучшение
Колесо	40х	св 160	830	540	245	Улучшение

 

Определим допускаемое контактное напряжение [1,с.33, формула 3,9]

 

,

(7)

где dHlim в – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. [1,с.33,табл.3,2];

dHlim в = 2НВ +70 МПа

KHL – коэффициент долговечности,  принимаем как  1;

[SH] – коэффициент безопасности, принимаем как  1,2.

 

 

 

Вычислим допускаемое  напряжение изгиба [1,с.43,формула 3,24]

 

 

(8)

где dF°lim в –предел выносливости [1,с.44,табл. 3,9] dF°lim в = 1,8НВ

dF°lim в = 1,8*270 МПа= 486 МПа (для шестерни)

dF°lim в = 1,8*245 МПа= 441 МПа (для колеса)

[SF] – коэффициент безопасности  равный 1,75  [1,с.45,табл.3,9]

 

 

 

 

 

Определим межосевое расстояние aw [1,с.32, формула 3,7]

 

,

(9)

где Ka =49,5 для плоскозубых  передач

    К_HB – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца К_HB=1;

*ВА- коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач *ВА=0,2

 

 

 

 

ГОСТ 2185-66 – 250мм [1,с.36]

Полученное межосевое  расстояние округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66, принимаем aw = 250 мм

Определим модуль зацепления по формуле:

 

m=(0,01÷0,02)* aw

(10)

m=2,5÷5

 

Из полученных значений определяем модуль по ГОСТ 9563-60 [1,с.36], примем m=4.

Вычислим число зубьев шестерни и колес:

 

 

(11)

 

(12)

Вычислим параметры зубчатых колес:

- делительных окружностей:

 

d1=m*Z1=84 мм

d2=m*Z2=420 мм

 

- диаметр вершин зубьев:

 

da1=d1+2*m=84+2*4=92 мм.

da2=d2+2*m=420+2*4=428 мм.

 

- диаметр впадин зубьев:

 

d_F1=d1-2,5*m=84-2,5*4=74 мм.

d_F2=d2-2,5*m=420-2,5*4=410 мм.

- ширина колеса:

 

в₂=*ва*aw=0,2*250=50 мм.

 

- ширина шестерни:

 

в₁= в2+4=50+4=54 мм.

 

Вычислим окружную скорость колес:

 

 

(12)

4280 мм/с ~4,3 м/с  - 8 степень  точности.

По найденной скорости назначим 8 степень точности по ГОСТ 1643-81.

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

 

(13)

Проверим прочность зубьев по контактным напряжениям. [1,с.31,формула 3,5]:

 

 

(14)

где K_H – коэффициент нагрузки.

K_H=K_Ha*K_HB*K_HU,

K_HB=1,02 [1,с.39,табл. 3,5]

K_Ha=1,09 [1,с.39,табл. 3,4]

K_HU=1,05 [1,с.40,табл. 3,6]

K_H=1,09*1,02*1,05=1,17

 

 

 

478 £ 508 – условие выполняется.

Вычислим силы действующие  в зацеплении:

- окружную:

 

 H

(15)

- радиальную:

 

 

(16)

где tg a - угол зацепления и Ða°=20° - постоянный.

 

 

 

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба. [1,с.41, форм. 3,22]

 

 

(17)

где K_F – коэффициент нагрузки

 

K_F=K_FB*K_FY,

 

где K_FB-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1,с.43,табл.3,7] равный 1,05.

K_FY-коэффициент динамичности [1,с.43,табл.3,8] равный 1,45.

 

K_F=1,05*1,45=1,52;

 

где Y_F – коэффициент учитывающий форму зуба, его значения даны в ГОСТ21354-75 [1.с.42]

Y_F1=4,09

Y_F2=3,6

Находим отношение для  оценки прочности колес:

 

 

 

 

По наименьшему отношению  проверяем зубья на выносливость по напряжению изгиба:

 

 

 

 условие выполняется.

 

 

 

 

 

3 Предварительный  расчет валов

 

Определим диаметр выходного  конца вал-шестерни (ведущего) из расчета  на чистое кручение по пониженному  допускаемому напряжению без учета  влияния изгиба:

 

 

(18)

где T=T₁, момент на ведущем валу;

[tk]- допустимое напряжение на кручение, принимают пониженное значение от 20÷25 (Н/мм2~МПа);

Wp – полярный момент  сопротивления для вала Wp=0,2d13

 

 

(19)

Полученный результат  округлим до большего значения из стандартного ряда [1,с.161], => d_в1=32

Остальные диаметры назначаются  согласно конструкции вала.

Так как d впадины шестерни не значительно  превышают d  под подшипником то шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1 – Эскиз вала – шестерни.

Принимаем d1′ = 36 – под  уплотнение.

Диаметр вала под подшипник  принимаем на  4÷8 мм больше выходного  конца ведущего вала согласно ГОСТ 8338-75 dn1 =40 мм – диаметр под подшипник.

 

Определим диаметр выходного  конца ведомого вала редуктора:

 

 

(20)

Полученный результат  округлим до большего из стандартного ряда[1,с.162], dв2= 55 мм.

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2 – эскиз ведомого вала

 

Посадочные размеры под  уплотнение и подшипник назначаем  согласно конструкции вала.

Принимаем  d_2′= 60 мм.

d_n2 – согласно ГОСТ 8338-75 принимаем от 4÷8 мм больше чем d_в2, d_n2= 65 мм..

d_к2=d_n2+5=63+5=68 мм.

Диаметр dd принимаем так чтобы высота буртика была больше чем d_к2 на 4-5 мм.

dd=d_к2+10 мм=78 мм.

4 Расчет основных  параметров корпуса

 

Основные элементы корпуса  из чугуна определяются по [1,с.241,табл.10,2]

- толщина стенки корпуса  и крышки одноступенчатого цилиндрического  редуктора должна быть не менее  8 мм.

 

б=0,025aw+1=0,025*250+1=7,25~8 мм.

б1=0,02aw+1=0,02*250+1=6~8 мм.

 

- толщина верхнего пояса  (фланца) корпуса:

 

в=1,5*б=1,5*8=12 мм.

 

- толщина нижнего пояса  (фланца) крышки корпуса:

 

в1=1,5*б1=1,5*8=12 мм.

 

- толщина нижнего пояса  корпуса без бобышки:

 

Р=2,35*б=2,35*8=18,8мм.

 

- толщина ребер основания  корпуса:

 

m=1*б=1*8=8 мм.

 

- толщина ребер крышки:

 

m1=1*б1=1*8=8 мм.

 

- диаметр фундаментных  болтов (их число≥4):

 

d1=(0,03÷0,036)aw+12=0,03*250+12=19,5 мм.

б1=0,036*250+12=12 мм.

 

Примем болты М20

 

- диаметр болтов у подшипников:

 

D2=0,7*d1=0,7*20=14 мм.

 

Примем болты М14

 

- диаметр болтов соединяющих  основание корпуса с крышкой:

 

d3=0,5*d1=0,5*20=10 мм.

 

Примем болты М12.

Вычислим амплитуду и  среднее напряжение цикла касательных  напряжений:

 

 

(21)

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

 

(22)

где Kd=1,9 [1,с.165,табл.8,5]

     Ed=0,66 [1,с.166,табл. 8,8]

 

 

 

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

 

(23)

где Kt=1,9 [1,с.165,табл.8,5]

Et=0,66 [1,с.166,табл.8,8]

yt =0,1

 

 

 

 

Вычислим общий коэффициент  запаса прочности:

 

 

 

(24)

 – условие выполняется.

5 Подбор и  проверочный расчет шпонок

 

Для соединения вала с деталями передающими вращение часто применяют  призматические шпонки из стали имеющей tв≥600 МПа, например из сталей 45; ст. 6, размеры сечения шпонок, пазов и длинны шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 [1,с.169,табл.8,9]. Материал шпонок  стали 45 нормализованная. Шпонки призматические со скругленными концами.