Главная      Учебники - Разное     Лекции (разные) - часть 3

 

поиск по сайту            

 

 

 

 

 

 

 

 

 

содержание   ..  350  351  352   ..

 

 

Проектирование конического редуктора

Проектирование конического редуктора

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

Проектируемый привод состоит (Рисунок из задание) из электродвигателя (1), клиноременной передачи (2), конического зубатого редуктора (3), кулачково-дисковой муфты.

Шнековый пресс непрерывного действия производит выдавливание сока из предварительно измельченных и обработанными ферментными препаратами плодов и ягод. Через загрузочную воронку в корпусе сырье попадает к винтовому шнеку (5) с полым рабочим валом, помещенным внутри цилиндра (6). При вращении шнека происходит перемещения массы внутри цилиндра с отжатием сока. Степень отжатия регулируется конусом (7). Полученный сок отводится через отверстия в цилиндре (6) и в полом валу.

  1. Выбор электродвигателя. Кинематический и
    силовой расчет привода


    1. Выбор электродвигателя


Исходные данные:

  1. Мощность на валу барабана – Р3=2,6 кВт.

  2. Частота вращения барабана – n3=50 об/мин.

  3. Синхронная частота вращения вала двигателя ­­– nС=750 об/мин.


Принимаются следующие значения КПД по таблице 1.1 [1, с 5]:

    • 1=0,95 – КПД клиноременной передачи;

    • 2=0,96 – КПД закрытой зубчатой передачи с коническими колесами;

    • 3=0,99 – КПД пары подшипников.

Общий КПД определяется по формуле [1, с 4, ф (1.2)]:

ОБЩ=1232 (1.1)

ОБЩ=0,950,960,992=0,894

Определяется требуемая мощность электродвигателя по формуле
[1, с 4, ф (1.1)]:

(1.2)

кВт.

По ГОСТ 19523-81 принимается исходя из синхронной частоты вращения электродвигатель марки 4АМ112МВ8У3, характеристики которого:

  • Мощность двигателя – РДВ=3 кВт.

  • Номинальная частота вращения – nНОМ=700 об/мин.


Рисунок 1 – Кинематическая схема привода


Угловая скорость

(1.3)

рад/с.


    1. Кинематический расчет привода

Определяем общее передаточное число привода по формуле [1, с 8]:

(1.4)


В соответствии с рекомендацией [1, с 7] производится разбивка общего передаточного числа на частные составляющие:

  • для клиноременной передачи U=24;

  • для зубчатой U=26.

Предварительно принимается по ГОСТ для U2=5 тогда определяется число для клиноременной передачи по формуле [1, с 8]:


(1.5)

Определяются частоты вращения валов привода:

I вал: об/мин,

II вал: об/мин,

III вал: об/мин.

Определяются угловые скорости валов:

I вал: рад/с,

II вал: рад/с,

III вал: рад/с.


    1. Силовой расчет

Определяются мощность на валах привода:

I вал: Р1ДВ=2,9 кВт,

II вал: Р2113=2,90,950,99=2,7 кВт,

III вал: Р3223=2,70,960,99=2,6 кВт.

Определяются вращающие моменты на валах привода:

I вал: Нм,

II вал: Нм,

III вал: Нм.


Кинематические и силовые зависимости сводятся в таблицу 1

Таблица 1 – Параметры привода

вала

Частота

вращения, об/мин

Угловая

скорость, рад/с

Вращающий момент, Нм

Передаваемая мощность, кВт

Передаточное число

I 700 73,3 39,56 2,9 2,8
II 250 26,2 103,5 2,7 5
III 50 5,2 500 2,6

  1. Расчет клиноременной передачи


Исходные данные:

  1. Передаваемая мощность – Р =2,9 кВт.

  2. Вращающий момент на ведущем валу – Т1 =39,56 Нм.

  3. Частота вращения ведущего шкива – n1=700 об/мин.

  4. Угловая скорость ведущего шкива – 1=73,3 рад/с.

  5. Передаточное число – U1=2,8.

  6. Режим работы средний число смен – 2.


2.1 Определение геометрических параметров


По номограмме [1, с 134] по частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимается сечение клинового ремня «Б».

Определяем диаметр ведущего шкива по формуле:


(2.1)

мм,

По ГОСТ 20898-75 принимается диаметр шкива d1=125 мм.

Диаметр ведомого шкива определяется по формуле [1, с 130, ф (7.25)]:

d2=d1U(1-) (2.2)

где – коэффициент скольжения, =0,02 [1, с 20].

d2=1252,8(1-0,02)=343 мм,

Принимаем по ГОСТ d2=355 мм.

Уточняем передаточное число передачи по формуле:

(2.3)

Определяются межосевые расстояния, по формулам [1, с 130, ф (7.26)]

минимальное:

amin=0,55(d1+d2)+T0, (2.4)

где Т0 – высота сечения ремня, для типа «Б» Т0=10,5 мм,

amin=0,55(125+355)+10,5275 мм.

максимальное:

amax=d1+d2 (2.5)

amax=125+355=480 мм.

расчетное:

(2.6)

мм.

применяем a=380 мм.

Определяется расчетная длина ремня по формуле [1, с 121, ф (7.7)]:

(2.7)

мм,

По ГОСТ 12841-80 принимается длина ремня LP=1600 мм.


Уточняем межосевое расстояние по формуле [1, с 137, ф (7.27)]:

(2.8)

где

w=0,5(d1+ d2) (2.9)

y=( d1- d2)2 (2.10)

w=0,53,14(125+355)=754 мм,

y=( 125-355)2=52900 мм,

мм.

Определяется угол обхвата ведущего шкива по формуле [1, с 137, ф (7.28)]:

(2.11)

,

т. к. =147є43/>[]=120є – угол обхвата достаточный.

Определяем число ремней по формуле:

(2.12)

где СР – коэффициент учитывающий режим и условия работы передачи, принимается по таблице 7,10 [1, с 136], СР=1,2;

СLкоэффициент учитывающий режим и условия, принимается по таблице 7,9 [1, с 135], СL=0,92;

Сzкоэффициент учитывающий число ремней, в передаче предполагая z=23 [1, с 135], Сz=0,95;

С коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива, при =147є38’ С=0,90;

Р0 –­ мощность передаваемая одним клиновым ремнем типа «Б», по таблице 7,8 [1, с 132] Р0=2 кВт.

Принимаем z=3.

Определяем ширину обода шкива по формуле [1, с 138]:

B=(z-1)l+2f (2.13)

где l=19 мм, f=12,5 мм – параметры канавок шкива из таблицы 7,12 [1, с 138].

B=(3-1)19+212,5=63 мм.


2.2 Определение натяжения ветвей


Натяжение ветвей определяется по формуле [1, с 136, ф (7.30)]:

(2.13)

где V – окружная скорость ремня, м/с;

– коэффициент, учитывающий центробежную силу, при сечении «Б» =0,18 [1, с 136].

(2.14)

м/с.

Н.


2.3 Определение силы действующей на вал


По формуле [1, с 136, ф (7.31)]:

(2.15)

Н.

  1. Расчет зубчатых колес редуктора


Исходные данные:

  1. Передаваемая мощность – Р =2,7 кВт.

  2. Вращающий момент на ведущем валу – Т2 =103,5 Нм.

  3. Вращающий момент на ведомом валу – Т3 =500 Нм.

  4. Частота вращения ведущего вала – n2=250 об/мин.

  5. Частота вращения ведомого вала – n3=50 об/мин.

  6. Угловая скорость ведущего вала – 2=26,2 рад/с.

  7. Передаточное число – U2=5.


3.1 Выбор материала колес


Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенной твердостью НВ 245.

Допускаемое контактные напряжения по формуле [1, с 33, ф (3.9)]:

(3.1)

где Hlimb – предел контактной выносливости при базовом цикле, значения по таблице 3.2 [1, с 34];

КHL коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации КHL=1;

[SH] – коэффициент безопасности, [SH]=1,15;

Hlimb=2HB+70=2·245+70=560 MПа.

МПа.


3.2 Определение геометрических параметров конической передачи


Внешний делительный диаметр колеса, по формуле [1, с 49, ф (3.29)]:

(3.2)

где Т3вращающий момент III вала, Т3=500 Нм;

K – коэффициент при консольном расположении шестерни 1,35;

U – передаточное число, U=5;

ψbRe – коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию, ψbRe=0,285;

Кdдля прямозубых передач Кd = 99

мм,

Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение de2=400 мм.

Примем число зубьев шестерни z1=25,

Тогда, по формуле

(3.3)

Внешний окружной модуль, по формуле:


(3.4)

мм.

Углы делительных конусов:

(3.5)

(3.6)

Внешнее конусное расстояние Re:

(3.7)

мм.

Дина зуба b

(3.8)

мм,

Принимаем b=60 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни, по формуле:

de1=mez1 (3.9)

de1=mez1=3,225=80 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d1=2(Re-0,5b)sin (3.10)

d1=2(203,96-0,560)sin11є19’=68,3 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

daei=dei+2mecosi (3.11)

dae1=80+23,2cos11є19’=86,3 мм

dae2=400+23,2cos78є41’=401,3 мм.

Средний окружной модуль

(3.12)

мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

(3.13)

Средняя окружная скорость колес:

(3.14)

м/с.

Для конических колес назначаем 9-ю степень точности.


3.3 Проверка по контактным напряжениям


Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

KH=KKKHV (3.15)

где KHкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при Ψbd=0,6 при консольном расположении колес и твердости HB<350, KH=0,56;

KH коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, КНα=1,05;

KHVкоэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V5 м/с, КHV=1,05.


КН=1,23·1,0·1,05=1,3

Проверяем контактное напряжение, по формуле [1, с 47, ф (3.27)]:

(3.16)

МПа<[Н]=485 МПа.


3.4 Силы в зацеплении


Окружная

(3.17)

Н.

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

Fr1=Fa2=Ft·tgα·cosδ1 (3.18)

Fr1=Fa2=3030·tg20є·cos11є19’=1081 Н.

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Fa1=Fr2=Ft·tgα·sinδ1 (3.19)

Fa1=Fr2=3030·tg20є·sin11є19’=216 Н.


3.5 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба


Определяем по формуле [1, с 50, ф (3.31)]:

(3.20)

где КF – коэффициент нагрузки;

YF ­– коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

F – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической,
F =0,85.

KF=KFKF (3.21)

где при Ψbd=0,65, консольном расположении колес, валах на рожковых подшипниках и твердости НВ350 значения К=1,38;

при твердости НВ350, скорости V5 м/с и девятой степени точности КF=1,45.

KF=1,38·1,45 = 2

Эквивалентные числа зубьев определяются как:

(3.22)

Для шестерни

Для колеса

При этом YF1=2,33; YF2=1,82

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.


(3.23)

где – предел выносливости при эквивалентом числе циклов;

– коэффициент запаса прочности.

Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350

=1,8НВ (3.24)

Для шестерни

=1,8·270=490 МПа,

для колеса

=1,8·245=440 МПа.

Коэффициент запаса прочности

[SF]=[SF]| [SF]|| (3.25)

где [SF]| = 1,75

для поковок и штамповок [SF]|| = 1.

Отсюда

[SF]=1,75·1=1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для шестерни отношение

МПа,

для колеса

МПа,

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса, по формуле (3.20):

МПа<[F]=280 МПа.

4. Предварительный расчет валов редуктора


Расчет редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего ТК12=103,5 Нм;

ведомого ТК23=500 Нм;

Определяем по формуле:

(4.1)


4.1 Ведущий вал


Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [К]=25 МПа
(Рис. 2)


мм,

принимаем dВ1=28 мм.

Диаметр под подшипник принимаем dП1=35 мм; т.к. диаметр впадин мал, то шестерню выполняем заодно с валом.


4.2 Ведомый вал


Диаметр выходного конца вала dВ2 определяем при [К]=25 МПа
(Рис. 3)

мм,

Чтобы ведомый вал редуктора можно было соединить с помощью цепной муфты, принимаем dВ2=50 мм.

Диаметр под подшипник принимаем dП2=55 мм; диаметр под зубчатым колесом dК2=60 мм.

Рисунок 2 – Ведущий вал

Рисунок 3 – Ведомый вал

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса


Шестерню выполняем за одно с валом.


Колесо.


Коническое зубчатое колесо кованное.

Его размеры: dae2 =401,3 мм.

Диаметр ступицы dcm ≈ 1,6·dk2 =1,6·60≈96 мм;

Длинна ступицы lcm=(1,2ч1,5)·dk2 =(1,2ч1,5)·60=72ч90 мм;

принимаем lcm=72 мм.

Толщина обода δо =(3ч4)·m=(3ч4)·2,73=8ч11; принимаем δо =12 мм.

Толщина диска С =(0,1ч0,17)·Re =(0,1ч0,17)·203,96=20,4ч34,7 мм, принимаем
С= 22 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора


Рассчитываем по соотношениям [1, с 241, табл. 10.2].

Толщина стенок корпуса и крышки.

δ=0,05·Re +1=0,05·203,96+1=11,2 мм,

принимаем δ=12 мм.

δ=0,04·Re +1=0,04·203,96+1=9,2 мм,

принимаем δ=12 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b=1,5·δ=1,5·12=18 мм,

b1=1,5·δ1=1,5·10=15 мм,

нижнего пояса корпуса:

p1=2,35·δ1 =2,35·12=28 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных,

d1=0,055Re+12=0,055203,96+1223 мм,

принимаем фундаментные болты с резьбой М24.

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d2=(0,70,75)d1=(0,70,75)24=16,818 мм,

принимаем болты с резьбой М16.

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d3=(0,50,6)d1=(0,50,6)24=1214,4 мм,

принимаем болты с резьбой М14.

7. Первый этап компоновки редуктора


Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии:


Таблица 2 – Параметры подшипников

Условное обозначение подшипника

d

D

T

C

B

r

r1

c

c0

е

мм

кН

7207 35 72 18,25 15 17 2 0,8 38,5 26 0,37
7211 55 100 23 18 21 2,5 0,8 65 46 0,37

Наносим габариты подшипников ведущего вала (миллиметровка), наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии x=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника
y1=10 мм.

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, чторадиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересеченияч нормалей, проведенных к серединам контактных площадок [1, с 217, табл. 9.21].

Для однородных конических роликоподшипников, по формуле
[1, с 218, ф (9.11)]:

(7.1)

мм.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f1=53+16=69 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

C1≈(1,4ч2,3)·f1 =(1,4ч2,3)·69=96,6ч158,7 мм,

принимаем С1=120 мм.

Намечаем положение шкива ременной передачи и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника:


мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y2=10 мм.

Для подшипников 7211 размеры


мм.

Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и применим размер А/=А=106 мм.

Замером определяем расстояние f2=72 мм и

С2=(1,4ч2,3)·72=100,8ч165,6 мм,

принимаем С2=140 мм.


8. Проверка долговечности подшипников


8.1 Ведущий вал (рисунок 4)


Силы, действующие в зацеплении:

Ft=3030 H, Fr1=Fa2=1081 H, Fa1=Fr2=216 H.

Нагрузка на вал от ременной передачи Fв=1291 H.

Первый этап компоновки дал: f1=69 мм, С1=120 мм, l3=100 мм.


8.1.1 Определение нагрузок на опоры валов


Реакция опор.

В плоскости XZ

-Rx1·C1+Fвl3+Ft ·(f1+С1)=0

Н,

-Rx2·C1+Fв(l3+С1)+Ft ·f1=0

Н,

Проверка:

Rx2Rx1+Ft-Fв=4109,1-5848,1+3030-1291=0.

В плоскости YZ

Н,


Рисунок 4 – Расчетная схема ведущего вала (Нмм)

Н,

Проверка:

Ry2Ry1+Fr=560,1-1641,1+1081=0.

Суммарные реакции:

Н,

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, по формуле [1, с 216, ф (9.9)]:

S =0,83·ePr (8.1)

S2=0,83·ePr2 =0,83·0,37·4147,1=1273,6 H,

S1=0,83·ePr1 =0,83·0,37·6074=1865,3 H.

здесь для подшипников 7207 и 7211 параметр осевого нагружения e=0,37 (табл. 2).

Осевые нагрузки подшипников.

В этом случае S1>S2, Fa>0, [1, с 217, табл. 9.21] тогда

 

 

 

 

 

 

 

содержание   ..  350  351  352   ..