Потужність на виході, Р	12	кВт
Окружна швидкість,w5=w6	1,0	1/с
Строк служби	10	рік
Добова тривалість роботи	2	змін
Коефіціент використання привода за зміну	0,9
Тип виробництва	Масове

Діаграма навантаження

Рис.1 - Схема приводу

Реферат

Об'єкт дослідження - привод шнеків-змішувачів.

Ціль роботи: розробити редуктор привода шнеків-змішувачів.

У курсовому проекті сконструйований трьохступеневий черв'ячно-циліндричний редуктор, обраний електродвигун, розраховані і спроектовані зубчасті передачі, вали, обрані і розраховані на міцність шпонки, підшипники, муфта.

Розроблені: складальне креслення редуктора А1, робочі креслення 2-х деталей зі складальної одиниці (формат А3).

ПРИВОД, РЕДУКТОР, СКЛАДАЛЬНА ОДИНИЦЯ, КРИШКА, ВАЛ, ШЕСТІРНЯ, КОЛЕСО ЗУБЧАСТЕ, ШПОНКА, ПІДШИПНИК, МУФТА.

Содержание

Введение
1. Определение исходных данных к расчёту редуктора
1.1 Выбор и проверка электродвигателя
1.2 Расчёт общего и частных передаточных отношений редуктора
1.3 Расчёт частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах
1.4 Выбор расчётной нагрузки
2. Проектирование червячной передачи
2.1 Выбор материалов для изготовления червяка и червячного колеса
2.2 Определение допускаемых напряжений
2.3 Определение расчетной нагрузки
2.4 Приближенный проектировочный расчёт главного и основных параметров передачи из условия обеспечения контактной прочности зубьев колеса
2.5 Определение основных размеров зацепления
2.6 Уточнение величины скорости скольжения
2.7 Проверочный расчёт зубьев червячного колеса на контактную прочность
2.8 Проверочный расчёт зубьев червячного колеса на изгибную прочность
2.9 Тепловой расчёт редуктора
3. Расчёт цилиндрических передач
3.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс
3.2 Приближенное определение предельных и допускаемых напряжений для материалов колёс зубчатых передач
3.3 Приближенный проектировочный расчёт главного и основных параметров передач из условия обеспечения изгибной прочности зубьев
3.4 Проверочный расчёт зубчатых передач
3.4.1 Уточнение расчетной нагрузки
3.4.2 Проверочный расчет фактических изгибных напряжений
3.4.3 Проверочный расчет фактических контактных напряжений
3.4.4 Определение предельных и допускаемых напряжений материала колес
3.4.5 Допускаемые напряжения при проверочном расчете на контактную выносливость
4. Конструирование зубчатых колёс и эскизная компоновка редуктора
4.1 Конструирование зубчатых колёс
4.2 Эскизная компоновка редуктора
5. Проектирование валов
5.1 Проектный расчёт вала
5.2 Определение нагрузок, действующих на вал
5.3 Приближенный расчёт вала
5.4 Проверочный расчет на усталостное сопротивление
5.5 Выбор и расчёт шпонок
6. Проектирование узлов подшипников качения
6.1 Выбор подшипников качения
6.2 Расчёт подшипников качения
6.3 Конструирование узлов подшипников
7. Выбор и расчёт муфт
8. Конструирование корпуса редуктора
9. Смазывание передач
Заключение
Перечень ссылок
Введение
Привод шнеков-смесителей служит для передачи вращающего движения от вала электродвигателя через редуктор на шнеки, для приведения их в движение.
Электродвигатель преобразует электроэнергию в механическую, вал двигателя совершает вращательное движение, но количество оборотов ротора электродвигателя очень велико для скорости вращения шнеков. Для снижения количества оборотов и увеличения крутящего момента и служит данный редуктор.
В работе разработан трехступенчатый червячно-цилиндрический редуктор. Цель выполнения данного курсового проекта: показать основы конструирования, получить навыки инженера-конструктора.
К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых: прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность. Зубчатые передачи в современной промышленности имеют большое значения. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике.
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
1. Определение исходных данных к расчёту редуктора
1.1 Выбор и проверка электродвигателя
Рассчитываем необходимые данные для выбора электродвигателя.
Мощность электродвигателя на выходе:
,
Требуемая мощность электродвигателя:
,
где - коэффициент полезного действия привода.
где - к. п. д. муфты, ;
- к. п. д. уплотнения, ;
- к. п. д. пары подшипников, ;
- к. п. д. червячной передачи, ;
- к. п. д. цилиндрической передачи, ;
Требуемая мощность электродвигателя:
.
Частота вращения выходного вала:
Частота вращения электродвигателя определяется по формуле:
,
где - передаточное отношение привода;
- частота вращения выходного вала редуктора.
Диапазон возможных передаточных чисел привода:
Определяем диапазон возможных частот вращения двигателя:
Выбираем электродвигатель
Тип двигателя
Мощность, кВт
Частота вращения, об/мин
Тпуск/Тном
4А160М4У3
18,5
1465
1,4
4А1804У3
22,0
1470
Принимаем асинхронный электродвигатель с меньшей мощностью серии 4А с короткозамкнутым ротором - 4А160М4У3 с креплением на лапах.
Схему электродвигателя покажем на рисунке 1.
Рисунок 1- Электродвигатель 4А160М4У3
Серия и типоразмер
Габаритные
размеры, мм
Установочне и присоединительные
размеры, мм
L
H
D
l1
l2
l3
d
d1
b
h
h1
4А160М4У3
624
430
358
110
178
108
42
15
254
160
18

Проверим условие возможности запуска электродвигателя под нагрузкой:

17,11•1,318,5•1,4

22,24?25,9 условие выполняется, т.е. данный электродвигатель можно использовать с данным редуктором.

1.2 Расчёт общего и частных передаточных отношений редуктора

Определим общее передаточное число редуктора:

Принимаем .

Передаточное число редуктора:

1.3 Расчёт частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах

Определим частоты вращения валов:

; ;

;

Определим мощность на валах редуктора:

;

Определим угловые скорости зубчатых колёс и шестерен по формуле:

;

; ;

;

Крутящий момент определим по формуле:

;

; ;

;

1.4 Выбор расчётной нагрузки

Определяем общее время работы редуктора привода по формуле:

где

nлет=10 лет - время работы редуктора;

nр.д=300 - число рабочих дней в году;

nсм=2 - число смен;

nдл.см=8 - длительность смены;

kисп=0,9 - коэффициент использования привода.

;

Определим число циклов нагружения на всех ступенях редуктора:

где с - число циклов нагружения на всех ступенях редуктора, с=1:

;

Так как число нагружений на каждой ступени 1,2 3 и 4 валов превышает значение , то расчёт ведём по первой ступени диаграммы.

Определим номинальный момент на валах:

;

; ;

;

Результаты расчета исходных данных представим в виде таблицы.

Таблица 1 - Кинематические и силовые параметры редуктора

№ вала	n, об/мин	w, 1/c	P, кВт	Т, кН*м	Тн, кН*м
1	1465	153,34	16,09	0,11	0,143
2	58,6	6,13	12,74	2,08	2,704
3	9,3	0,97	12,36	12,74	16,56
4	9,3	0,97	11,99	12,36	16,07

2. Проектирование червячной передачи
Исходными данными для проекта являются:

вращающий момент на валу червячного колеса, Т2=2,704 кН·м;

частота вращения червяка, n1=1465 об/мин;

передаточное число u1-2=25.

2.1 Выбор материалов для изготовления червяка и червячного колеса
По табл. 3.1 [2] определяем z1 = 2 - число заходов (при u1-2 = 25).

Число зубьев червячного колеса:

Ориентировочное значение скорости скольжения vск между зубьями червячного колеса и витками червяка:

Выбираем материалы:

- червяк сталь 45, HRC 45…50;

- колесо бронза БР010Р1Ф1

2.2 Определение допускаемых напряжений
Допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость:

где - условное допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость (по табл. 3.2 в зависимости от материала МПа);

где

Получаем 250•0,872=218 МПа

Допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость:

где - условные допускаемые напряжения изгиба (при базовом числе циклов ) для реверсивных и нереверсивных передач.

Получаем:

2.3 Определение расчетной нагрузки

Расчетный вращающий момент:

где

Kв - коэффициент концентрации нагрузки:

И - коэффициент деформации червяка (по табл. 3.5 И = 57)

(z1 = 2; q = 8 - принято)

x - отношение средневзвешенного момента к максимальному

Kv - коэффициент динамичности

(Kv = 1,1 по табл. 3.7).

При этом назначаем 7 степень точности.

Тогда

2,704•1,28•1,1=3,81 кН•м

2.4 Приближенный проектировочный расчет главного и основных параметров передачи из условия обеспечения контактной прочности колеса

Межосевое расстояние червячной передачи

Все данные для расчета известны:

Основной модуль зацепления:

Полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 2144-76. Сочетание m и q принимаем по табл. 3.8 [2].

Принимаем m = 10 мм.

2.5 Определение основных размеров зацепления

Осевой модуль червяка и торцевой модуль колеса [2, табл.3.9]:

мм.

Шаг зубьев червяка и колеса:

10=31,4 мм

Диаметр делительной окружности:

червяка

червячного колеса

Высота головки зуба:

мм

Высота ножки зуба:

мм

Диаметр вершин:

червяка

колеса

Диаметр впадин:

червяка

колеса

Наружный диаметр червячного колеса:

Межосевое расстояние:

Длина нарезанной части червяка:

Ширина обода червячного колеса:

Рисунок 2 - Геометрические параметры червячной передачи

Угол подъема витков червяка и угол наклона зубьев колеса:

Условный угол обхвата червяка колесом:

2.6 Уточнение величины скорости скольжения

Скорость скольжения определяем по формуле:

Отличие от ранее рассчитанной скорости незначительное.

2.7 Проверочный расчет зубьев червячного колеса на контактную прочность
Фактические контактные напряжения:

2.8 Проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгибную прочность

Фактические изгибные напряжения:

где

YF - коэффициент прочности зубьев (по табл. 3.10 [2]), зависящий от эквивалентного числа зубьев

Тогда

Таким образом

Червячная передача достаточно прочная.

2.9 Тепловой расчет редуктора

Для нормальной работы передачи разность температур масла tм и окружающего воздуха tв не должна превышать допустимую величину:

где

P1 - передаваемая червяком мощность, Вт;

з - к.п.д. передачи;

- коэффициент теплопередачи, назначаемый в зависимости от циркуляции окружающего редуктор воздуха;

А - площадь поверхности охлаждения редуктора, м2.

При среднем значении , принимаем (max допустимое ).

Проверим площадь охлаждения:

Добавляем в корпус редуктора кроме ребер жесткости дополнительные, и применяем обдув редуктора для более качественного охлаждения.

3. Расчёт цилиндрических передач
3.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс

Для цилиндрических колёс назначаем следующие значения твёрдости поверхности зубьев шестерни и колеса 53 HRC. Термохимическая обработка - закалка ТВЧ. Требования к габаритам - нежёсткие. Материал зубьев шестерни - сталь 45 ГОСТ 1050-88, колеса - сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Механические свойства материалов: =650МПа, =1100 МПа.

3.2 Приближенное определение предельных и допускаемых напряжений для материалов колёс зубчатых передач

Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на выносливость зубьев при изгибе определяются по формуле:

где - предельные напряжения зубьев передач на выносливость, МПа.

;

Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на контактную выносливость определяется по формуле:

где - коэффициент запаса прочности, для зубчатых колёс подвергнутых закалке ТВЧ.

;

3.3 Приближенный проектировочный расчёт главного и основных параметров передач из условия обеспечения изгибной прочности зубьев

Проведем этот расчет, рекомендованный ГОСТ, так как выбранные материалы имеют твердость более 350 НВ.

Расчет передачи №2

а) Выбираем числа зубьев шестерни .

Числа зубьев колеса определим по формуле:

где - число зубьев колеса;

- число зубьев шестерни;

- передаточное отношение передачи.

В связи с округлением числа зубьев колеса до целого числа, передаточное число зубчатой передачи изменяется и окончательно будет равным:

;

б) Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев колеса передачи, определяется по формуле:

где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем по табл. 1.5 [1]в зависимости от числа эквивалентных зубьев , определяемым по зависимости:

;

Тогда , .

где - торцевой коэффициент перекрытия, определяемый по формуле:

;

В формулу для вычисления модуля подставляем значения ,,, того элемента (шестерни или колеса), у которого отношение меньше.

< .

Отношение ширины венца к диаметру делительной окружности шестерни:

Подставляя полученные значения в формулу, получим расчетное значение модуля:

Принимаем стандартный модуль .

Определяем межосевое расстояние по формуле:

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, выбранного из ряда ГОСТ 6636-69 .

в) По полученным межосевым расстояниям уточняют фактический угол наклона зубьев:

;

г) Определим основные размеры колёс передач:

- диаметр делительной окружности:

шестерни: ;

колеса: ;

- диаметр окружности впадин

шестерни: ;

колеса: .

- диаметр окружности выступов

шестерни: ;

колеса: ;

- межцентровое расстояние ;

- ширина зубчатого венца , принимаем .

Расчет передачи №3.

а) Передаточное отношение третьей передачи указано в задании:

Принимаем числа зубьев шестерни и колеса .

;

Тогда .

, .

Подставляя полученные значения в формулу, получим расчетное значение модуля:

Принимаем стандартный модуль .

Определяем межосевое расстояние по формуле:

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, выбранного из ряда ГОСТ 6636-69 .

в) Определим основные размеры колёс передач:

- диаметр делительной окружности

;

- диаметр окружности впадин ;

- диаметр окружности выступов ;

- межцентровое расстояние ;

ширина зубчатого венца , принимаем стандартное значение .

Принимаем .

3.4 Проверочный расчёт зубчатых передач

Назначим степень точности изготовления зубчатых передач в зависимости от окружной скорости:

Принимаем пониженную «9» степень точности и «5» класс шероховатости.

3.4.1 Уточнение расчетной нагрузки

Дополнительные нагрузки учитываются коэффициентом нагрузки при расчете на усталость изгибу и - при расчете на контактную усталость.

Расчетная нагрузка:

3.4.2 Проверочный расчет фактических изгибных напряжений

Проверка прочности заключается в определении фактических контактных и изгибных напряжений и в сравнении их с допускаемыми.

Фактические напряжения изгиба в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формуле:

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса определяют по формуле:

Величина окружного усилия рассчитывается так:

Передача 2:

Передача 3:

3.4.3 Проверочный расчет фактических контактных напряжений

Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев, определяют по формуле:

где - коэффициент, зависящий от числа зубьев шестерни и передаточного числа, для косозубых передач , для прямозубых ;

- коэффициент нагрузки, ;

- для косозубых передач, - для прямозубых передач [1,стр.22].

3.4.4 Определение предельных и допускаемых напряжений материала колес

Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на изгибную выносливость определяют по формуле

где

- коэффициент запаса прочности (при ХТО - закалка ТВЧ);

- коэффициент долговечности, учитывающий изменение ;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зубьев, ;

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений,

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса,

Передача 2

;

Базовое число циклов .

Т.к. , то ,

Подставив полученные значения в формулу получим:

;

Передача 3

;

Базовое число циклов .

Т.к. , то .

Подставив полученные значения в формулу получим:

;

3.4.5 Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость

Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость определяют по формуле

где - коэффициент долговечности, учитывающий изменение .

Передача 2

Базовое число циклов .

Т.к. , то

где

- коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Подставив полученные значения в формулу (3.3) получим

Передача 3

Базовое число циклов .

Т.к. , то .

где

- коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Подставив полученные значения в формулу получим

;

Фактические напряжения меньше допускаемых:

< ;

< .

4. Конструирование зубчатых колёс и эскизная компоновка редуктора
4.1 Конструирование зубчатых колёс

Конструктивная форма колёс зависит от их размеров, материала, а также от технологии получения заготовки и механической обработки.

Предварительно рассчитаем диаметры валов:

;

Предварительно вычисленный диаметр вала округлим до ближайшего стандартного по ГОСТ 6639-69: (для соединения с валом электродвигателя);;; .

Определим размеры конструктивных элементов дисковых колёс.

Колесо 2(червячное):

для червячного колеса S=1,2 *25 = 30 мм;

Принимаем