Трехступенчатый редуктор с раздвоенной промежуточной ступенью

Вход в аккаунт:

Cодержание / Детали машин / Проектирование привода ленточного конвейера через трехступенчатый редуктор с раздвоенной промежуточной ступенью

Источник

Большая Энциклопедия Нефти и Газа

Трехступенчатый редуктор

Трехступенчатые редукторы выполняют по простейшей схеме ( рис. 159, д), аналогичной схеме, показанной на рис 159, б, или по более совершенной схеме ( рис. 159, е) с раздвоенной промежуточной ступенью. В последних обеспечиваются весьма благоприятные условия для работы быстроходной и тихоходной ступеней. [1]

Трехступенчатые редукторы выполняют по развернутой схеме ( рис. 10.37, д), аналогичной схеме, показанной на рис. 10.37, б, или по схеме ( рис. 10.37. е) с раздвоенной промежуточной ступенью. В последних обеспечиваются благоприятные условия для работы быстроходной и тихоходной ступеней. [2]

Трехступенчатые редукторы выполняют по развернутой схеме ( рис. 10.37, д), аналогичной схеме, показанной на рис. 10.37, б, или по схеме ( рис. 10.37, е) с раздвоенной промежуточной ступенью. В последних обеспечиваются благоприятные условия для работы быстроходной и тихоходной ступеней. [3]

Трехступенчатый редуктор состоит из зубчатой цилиндрической передачи, первой 15 и второй 11 ступеней червячных передач. Корпус редуктора разъемный и состоит из верхнего и нижнего проставок. В верхнем проставке располагаются электродвигатель и стойка привода, которая жестко связывает шток насоса через тягу указателя со штоком узла дистанционного указателя разворота лопастей. В нижнем проставке корпуса располагается редуктор механизма привода, внутренняя полость которого заполняется маслом. [4]

Трехступенчатые редукторы [ получаются из двухступенчатых с добавлением быстроходной пары. Одноступенчатые редукторы с малыми и средними мощностями целесообразно выполнять косозубыми. [5]

Цилиндрические горизонтальные трехступенчатые редукторы общего назначения изготовляются типов ГТ и ЦТЫ. Сводные данные исполнений редукторов по межосевому расстоянию и передаточным числам приведены в гл. [6]

Цилиндрические горизонтальные трехступенчатые редукторы общего назначения изготовляются следующих типов: ГТ, ГТк, ЦТШ, ЦТН, РЦТ. [7]

Вал трехступенчатого редуктора , выходящий из корпуса редуктора, проходит через отверстие в поворотной платформе, в котором установлена нижняя опора вала — подшипники качения. На нижней части вала установлена шестерня 4, соединяющаяся с зубчатым венцом. [9]

В трехступенчатых редукторах в связи с ограничением предельных передаточных чисел в паре обычно диаметры колес быстроходной ступени делают меньше, а колес промежуточной и тихоходной ступени — близкими один к другому. [10]

В трехступенчатом редукторе на базе раздвоенной схемы конструктивно трудно установить быстроходное колесо между полушевронами промежуточной ступени и невозможно использовать косозубую передачу в быстроходной ступени. Последнее объясняется тем, что ее осевая сила приводит к неравномерному распределению нагрузки между полушевронами промежуточной ступени. Поэтому на быстроходной ступени применяют шевронную передачу. Трехступенчатые редукторы раздвоенной схемы применяют только в тяжелом редукторо-строении. [12]

В трехступенчатых редукторах в связи с ограничением предельных передаточных чисел в паре обычно диаметры колес быстроходной ступени делают меньше, а колес промежуточной и тихоходной ступени — близкими один к другому. [13]

В трехступенчатом редукторе ( лист 15, рис. 5), у которого первая и вторая зубчатые парь выполнены с шевронными, а последняя — с прямозубыми колесами, установлены двухрядные конические роликоподшипники. Чтобы избежать осевого перемещения, третий и четвертый валы фиксируют, для этого один подшипник каждого из этих валов закрепляют в корпусе, а все остальные оставляют плавающими. [14]

В двухступенчатых и трехступенчатых редукторах , независимо от того, реверсивные они или нереверсивные, в средних подшипниках пришабривают оба вкладыша. В крайних подшипниках у нереверсивных редукторов, или если эти подшипники не воспринимают концевых переменных нагрузок, можно пришабривать только вкладыши, воспринимающие нагрузку. [15]

Источник

Курсовая работа: Расчет привода с трехступенчатым редуктором

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Детали машин »

По дисциплине: «Детали машин »

На тему: «Расчет привода с трехступенчатым редуктором»

студент гр. КПМОпр-08

Курсовой проект содержит: 24 страницы, 4 рисунка, 5 использованных источников.

В курсовом проекте рассмотрена работа основных узлов привода произведены расчеты основных деталей механизма, расчет быстроходной ступени трехступенчатого цилиндрического редуктора, выбор полумуфты, расчет шпоночного соединения и выбор подшипников качения.

расчет на прочность, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, ЗУБЧАТОЕ зацепление, контактные напряжения, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ, шпоночное соединение, подшипник качения.

Введение

1.Схема привода и его описание

2. Определение мощности электродвигателя и его выбор

3. Кинематический расчет привода

4. Определение нагрузок по ступеням

5. Выбор материала зубчатых колёс и определение допустимых напряжений

6. Расчет зубчатых передач

7. Расчет геометрических параметров валов редуктора

8 Проверочный расчет шпонки

10 Выбор подшипников на выходном вал

11. Определение размеров корпуса редуктора и необходимых конструктивных размеров шестерни выходного вала

12 Выбор смазки редуктора

Список используемой литературы

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.

Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.

Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.

Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении моей работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологий металлов и др.

Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим трёхступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

1.Схема привода и его описание

В данном курсовом проекте рассмотрен привод представленный на рисунке1.1.

Рис. 1.1. Схема привода.

Данный привод состоит из:

3- шевронная цилиндрическая передача

4- косозубая цилиндрическая передача

5- прямозубая цилиндрическая передача

6- зубчатая муфта

7- рабочий орган

Технические характеристики привода:

— мощность на рабочем органе привода P_вых =13кВт

— частота вращения вала двигателя n_дв =1000об/мин

— передаточное число редуктора i=46

2. Определение мощности электродвигателя и его выбор

В данном разделе производится выбор эл/двигателя.

Мощность привода определяется по формуле:

где, η_{привода} — КПД привода.

КПД привода определяется из соотношения:

где, η₁ — КПД зубчатой передачи (0.97)

η₂ — КПД одной пары подшипников (0.99);

В результате получаем:

В итоге можно выбрать эл/двигатель [2] – АИР 200L12/6 (n=1000об/мин, P=17кВт).

3. Кинематический расчет привода

В данном разделе производится разбивка общего передаточного числа по ступеням.

Для быстроходной ступени передаточное число вычисляем из соотношения:

u₁ =(1,1…1,5) ;

u₁ =1,1=7.46

По ГОСТ 21426-75 выбираем стандартное значение передаточного числа – 7.1.

Вычислим передаточное число промежуточной ступени редуктора, для этого определим общее передаточное число для промежуточной и тихоходной ступени

Определим передаточное число промежуточной ступени редуктора:

u₂ =(1,1…1,5) ;

u₂ =1,1=2.8

По ГОСТ 21426-75 выбираем стандартное значение передаточного числа – 2.8.

Определим значение передаточного числа тихоходной ступени редуктора:

По ГОСТ 21426-75 выбираем стандартное значение передаточного числа – 2.24.

Уточняем передаточное число редуктора:

4. Определение нагрузок по ступеням

4.1 Определение мощностей на каждом валу

Мощность на приводном валу:

Мощность на первом промежуточном валу

P_пп =16.5ּ0.97 2 0.99=15.4кВт

Мощность на втором промежуточном валу

Мощность на выходном валу:

Мощность на рабочем органе:

4.2 Определение крутящих моментов на валах привода

Крутящий момент на валу двигателя:

где ω – частота вращения двигателя определяемая из соотношения:

.;

Т.е. вращающий момент на валу двигателя получаем:

Крутящий момент на приводном валу:

Крутящий момент на первом промежуточном валу

T_пп =159ּ7.1ּ0.97 2 0.99=1052Нм

Крутящий момент на втором промежуточном валу

Крутящий момент на выходном валу:

Крутящий момент на рабочем органе:

4.2 Определение скоростей на валах привода

Скорость на приводном валу:

Скорость на первом промежуточном валу

Скорость на втором промежуточном валу

Скорость на выходном валу:

Скорость на рабочем органе:

Полученные данные сведем в таблицу 4.1:

5. Выбор материала зубчатых колёс и определение допустимых напряжений

5.1 Выбор материала зубчатых колес

Поскольку зубчатому зацеплению приходится передавать большие крутящие моменты то необходимо выбирать материал с твердостью поверхности ≥350НВ. Т.е. выбираем для шестерни материал сталь 45 с объёмной закалкой и твёрдостью поверхности зубьев 37HRC, для колеса выбираем сталь 40 с поверхностной закалкой и твёрдостью зубьев 38HRC.

5.2 Определяем контактное напряжение:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах па прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н2 в следующем порядке.

а) Определить коэффициент долговечности K_HL :

где N_HO — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (в данном случае 36.4);

N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

Здесь ω — угловая скорость соответствующего вала, с -1 ;

L_h —срок службы привода (ресурс), ч (5000).

В результате получаем:

Для зубчатых колес на входном валу:

Для зубчатых колес на первом промежуточном валу:

Для зубчатых колес на втором промежуточном валу:

Для зубчатых колес на выходном валу:

Поскольку во всех случаях N≥N_но то принимаем K_HL =1.

б) Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле

-для зубчатого колеса

5.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых колес определяется по допускаемым предельным напряжениям, которые определяются в следующем порядке:

а) Определить коэффициент долговечности K_HL :

где N_FO — число циклов перемены напряжений, для всех сталей равен 4∙10 6 .

Поскольку во всех случаях N≥N_HL то принимаем K_HL =1.

б) определяем допустимые напряжения изгиба:

В данном случае выбираем[σ]_f0 =310, т.е.

6. Расчет зубчатых передач

6.1 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние определяется по формуле:

где а) К_а -вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43. для прямозубых- К_а = 49.5;

б) ψ_а =b₂ /a_w — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28. 0,36 -для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; ψ_а = 0,2. 0,25 — для шестерни, консольно расположенной относительно опор в открытых передачах;

в) u — передаточное число редуктора или открытой передачи

г) Т₂ — вращающий момент на тихоходом валу редуктора
д) [σ]_н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение. Н/мм 2 ;

е) К_нв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_нв .

Полученное значение межосевого расстояния a_w для нестандартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

Определим значение межосевого расстояния первой ступени.

Поскольку первая передача шевронная раздвоенная то в данном случае Т₂ =Т_вх /2=1052/2=526Нм

Определим значение межосевого расстояния второй ступени

Определим значение межосевого расстояния третей ступени

6.2 Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяется по формуле:

, мм

где К_т – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К_т =6,8, для косозубых К_т =5,3;

d₂ =2a_w u/(u+1) – делительный диаметр колеса, мм;

[σ]_f — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.

В итоге получаем:

Выбираем значения модуля из стандартного ряда m=1.75мм

Выбираем значения модуля из стандартного ряда m=4.5мм

Выбираем значения модуля из стандартного ряда m=7мм

6.3 Определение угла наклона зубьев

Угол наклона зубьев определяется по формуле:

Определим угол наклона зубьев первой ступени:

Определим угол наклона зубьев второй ступени:

6.4 Определение числа зубьев

Определение суммарного числа зубьев

— для прямозубых колес (третья ступень):

Выбираем количество зубьев 99.

-для косозубых колес (первая и вторая ступень)

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Для первой ступени:

Принимаем 22 зуба

Для второй ступени:

Принимаем 27 зубьев.

Для третьей ступени:

Принимаем 31 зуб.

6.5 Определение фактического передаточного числа

Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение Δu по формулам:

Для первой ступени:

Для второй ступени:

Для третьей ступени:

6.5 Определение основных геометрических параметров передач

Геометрические параметры передач определяются по формулам.

Рассчитаем геометрические параметры первой передачи

Рассчитаем геометрические параметры второй передачи

Рассчитаем геометрические параметры третьей передачи

6.6 Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора

Проверим зубчатое зацепление на контактные напряжения по формуле:

;

где К- вспомогательный. Для прямозубых передач К=436;

F_t =2T₂ ∙10 3 /d₂ – окружная сила в зацеплении, Н

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс K_Hα =1,

K_Hv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

Окружная скорость определяется по формуле:

υ=2.4∙476/(2∙10 3 )=0,57м/с

Исходя из этого K_Hv =1,23

Вычисляем окружную силу в зацеплении, после чего проверяем контактные напряжения:

F_t =2∙2827∙10 3 /476=11900Н,

, т,е, условие прочности выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни σ_f1 и колеса σ_f2 , Н/мм 2

Моменты сопротивления рассчитываются по формулам:

м 3

м 3

В результате получаем:

Для определения максимального изгибающего момента строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

где F_r1 =2М/d=6081∙2/0,214=56800Н

б)строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях:

2 Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

б)строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях:

3. Строим эпюру крутящих моментов:

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

;

.

В результате получаем:

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении:

По полученным результатам строим эпюры изгибающих моментов (рис.7.2)

В результате можно определить σ_и и τ_m :

σ_и =5011/1.3∙10 -4 =38.5∙10 6 Н/м 2 ;

τ_m =6081/2.61∙10 -4 =23.3∙10 6 Н/м 2

В итоге подставляя в формулы полученные значения получаем значения коэффициентов запаса прочности:

Определяем общий коэффициент запаса прочности:

, т,е, получаем что действительный коэффициент

прочности больше чем допускаемый т.е. прочность обеспечена.

8 Проверочный расчет шпонки

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

где F_t – окружная сила на шестерне,

А_см =(0,94h-t₁ )l_p – площадь смятия, мм 2 . Здесь l_p =l-b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l – полная длина шпонки, определяемая конструктивно); b, h, t₁ – стандартные размеры шпонки.

[σ]_см – допускаемое напряжение на смятие. Принимаем [σ]_см =160Н/мм 2 .

По ГОСТ 23360 – 78 определяем размеры шпонки:

пределяем напряжение на смятие:

т.е условии прочности выполнено.

9.1 Выберем муфту на тихоходном валу редуктора

Поскольку М_кр на тихоходном валу составляет 6081Нм, то целесообразно в данном случае выбрать муфту зубчатую. В соответствии с данным крутящим моментом и диаметром выходного вала 110мм выбираем муфту с крутящим моментом 8000Нм, условное обозначение которой:

Источник