Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

  Курсовая  работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического  косозубого редуктора  для привода к  шнеку-смесителю 

  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.

  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_аּ a_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

  d₁=mּ_n z₁/cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

  d₂=m _nz₂//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

  проверяем межосевое расстояние

   ;

  диаметры  окружностей вершин зубьев

  d_а1= d₁ +2ּm_n =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

  d_а2= d₂ +2ּm_n =186,67+2·1,5=189,67 мм;

  диаметры  окружностей впадин зубьев

  d_f1= d₁ -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

  d_f2= d₂ -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;