Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
1 Расчет конического прямозубого редуктора
1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Общий КПД привода , η ,вычисляют по формуле
(1)
где -КПД пары конических колёс
=0,97, [1,таблица 1,1];
-коэффициент, учитывающий потери пары подшипников
=0,99,[1,таблица 1,1];
Требуемую мощность электродвигателя, Р , кВт, вычисляют по формуле
кВт, (2)
где Р -мощность на выходном валу, кВт, Р=4 кВт
Угловую скорость вращения на выходном валу, ωВ , рад/c вычисляют по формуле
рад/с (3)
где П - число оборотов на выходном валу, об/мин,
П=240 об/мин.
По требуемой мощности Р=4,21 кВт с учетом возмож ностей привода выбираем электродвигатель трехфазный, короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вра щения n=1000 об/мин 4А132S2У3,с мощностью Р=4 кВт и скольжением S=3,3%, [1,Приложение 1 ].
Номинальную частоту вращения , nдв ,об/мин, вычисляют по формуле
nдв =1000-33=967 об/мин (4)
Угловую скорость двигателя , ωдв, рад/с , вычисляют по формуле
рад/с (7)
Общее передаточное отношение привода,ί , вычисляют по формуле
. (6)
Частоту вращения двигателя на выхадном валу,n2, об/мин, вычисляют по формуле
об/мин (7)
Угловую скорость вращения на выходном валу, ω2 ,рад /с , вычисляют по формуле
рад/c (8)
Вращающий момент на валу шестерни, T1, H*мм, вычисляют по формуле
Н*м=41600 H*мм (9)
Вращающий момент, T2, H*мм, вфчисляют по формуле
Н*мм. (10)
1.2 Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни – сталь 40X, термическая обработка –улучшение, твердость 270 НВ; для колеса сталь 40X, термическая обработка – улучшение, твердость 245 НВ.
Допускаемое контактное напряжение, ,Мпа, вычисляют по формуле
, (11)
где – допускаемое контактное напряжение, МПа;
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов, принимаем , [ 1, таблица 3.2 ];
– коэффициент долговечности, принимаем = 1; [1, с. 341];
– коэффициент безопасности, принимаем = 1,15; [1,с. 341].
Определяем допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:
= МПа;
Внешний делительный диаметр колеса,dе2,мм, вычисляют по формуле
, (12)
где Кd-коэффициент для прямозубой передачи, Кd=99, [1,с. 49];
К HB - коэффициент при консольном расположении шестерни ,
КHB =1,35[1,с.39];
bRе- коэффициент ширины венца по отношению к внешнему ко конусному расстоянию, bRе=0,285, [1,с.49];
мм,
Принимаем ближайшее стандартное значение dе2=250 мм;
Принимаем число зубьев шестерни z 1=25
Число зубьев колеса, z2, вычисляют по формуле
, (13)
Принимаем z2=101;
(14)
Отклонение от заданного %, что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%
Внешний окружной модуль, mе, мм, вычисляют по формуле
(15)
Окружной модуль принимаем mе=2,5,[1,с.36];
Уточненное значение внешнего делительного диаметра
(16)
Отклонение от стандартного значения составляет %,
что менше допустимого 2 %.
Углы делительных конусов
ctg δ1 = u = 4,04; δ1 =
δ2 = -δ1 = (17)
Внешнее конусное расстояние, Rе, мм, вычисляют по формуле
Rе = 0,5 мм (18)
Длину зуба,b, мм, вычисляют по формуле
мм (19)
Принимаем b =38 мм
Внешний делительный диаметр шестерни, dе1, мм, вычисляют по формуле
dе1 = мм (20)
Средний делительный диаметр шестерни, d, мм, вычисляют по формуле
δ1=
мм (21)
Внешние диаметры шестерни и колес, по вершинам зубьев, dае1, dае2, мм,
вычисляют по формулам
dае1 = dе1 +δ1 = 62,5 + 2 мм (22)
dае2 = dе2 + δ2 = 252,5 + мм (23)
Средний окружной модуль, m, мм, вычисляют по формуле
мм (24)
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру,,вычисляют по формуле
(25)
Среднюю окружную скорость колес,,м/с, вычисляют по формуле
м/с (26)
Для проверки контактных напряжений коэффициент нагрузки,КH,вычисляют по формуле
, (27)
где =1,23 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [1,таблица 3.5];
= 1– коэффициент учитывающий неравномерность распреде- ления нагрузки между прямыми зубьями, [1,таблица 3.4];
=1,05 – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес, [1, c.40];
Проверяем контактное напряжение ,, по формуле
(28)
условие прочности выполнено.
Окружную силу в зацеплении, F1, H, вычисляют по формуле
H. (29)
Радиальную силу для шестерни, Fr1, H, равную осевой для колеса , вычисляют по формуле
H. (30)
Осевую силу для шестерни, Fа1, H , равную радиальной для колеса, вычисляют по формуле
H. (31)
Проверку зубьев выносливость по напряжениям изгиба,,проводят по формуле
, (32)
где - коэффициент нагрузки;
- коэффициент, учитывающий форму зуба, выбирают в зависимости от эквивалентных чисел зубьев;
-допускаемое напряжение, =250 МПа.
Коэффициент нагрузки, КF, вычисляют по формуле
(33)
где - коэффициент зависящий от твердости рабочих поверхностей зубьев, =1,38, [1, с.43];
- коэффициент зависящий от значения окружной скорости =1,45, [1, 43];
Эквивалентное число зубьев для шестерни,, вычисляют по формуле
(34)
=3,88, [1, с.42];
Эквиваленту число зубьев для колеса,, вычисляют по формуле
(35)
=3,60, [1, с.42];
.Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжению изгиба,, МПа, вычисляют по формуле
(36)
где ,[1, с.45];
Для шестерни
МПа (37)
Для колеса
МПа (38)
Коэффициент запаса прочности, [SF], вычисляют по формуле
(39)
где =1,75, [1,с.45];
=1, [1, c.45].
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:
- для шестерни
МПа
-для колеса
МПа
Для шестерни отношение МПа
Для колеса отношение МПа
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше
МПа МПа,
Условие прочности выполнено
1.3 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Крутящие моменты, TK1, TK2, , в поперечных сечениях валов, вычисляют по формулам
-ведущего
-ведомого
Ведущий вал
Диаметр выходного конца, , вычисляют по формуле
мм, (30)
где-диаметр ведущего вала, мм; - вращающий момент на валу шестерни, Н; - допускаемое напряжение на кручение, МПа;
- число Пифагора, =3,14.
Примем 18 мм. Примем диаметр вала под подшипниками =25 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал.
Найдем диаметр ведомого вала [1,формула (8.16)]
Допускаемое напряжение на кручение примем =25 МПа.
мм. (31)
где - вращающий момент на валу колеса, Н.
Примем =22. Принимаем диаметр вала под подшипниками =30 мм, под зубчатым колесом = 35 мм.
1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры =40 мм, = =42 мм, =37 мм.
Колесо кованое =120 мм, = 122 мм, = 32 мм.
Определяем диаметр ступицы , мм,[1,таблица 10.1]
мм, (32)
Определяем длину ступицы, мм, [1, таблица 10.1]
мм, (33)
принимаем =50 мм.
Определяем толщину обода , мм, [1, таблица 10.1]
мм, (34)
принимаем =8 мм.
Определяем толщину диска С, мм, [1, таблица 10.1]
мм. (35)
1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Определяем толщину стенок корпуса и крышки, [1, таблица 10.2]
мм, (36)
где - толщина стенок корпуса редуктора.
Принимаем=8 мм.
мм, [1, таблица 10.2] (37)
где - толщина стенок крышки редуктора.
Принимаем=8 мм.
Определяем толщину фланцев верхнего пояса корпуса , мм,[1, таблица 10.2]
мм, (38)
Определяем толщину фланцев верхнего пояса крышки, мм,[1, таблица 10.2]
мм, (39)
Определяем толщину фланцев нижнего пояса корпуса p, мм,[1, таблица 10.2]
мм, (40)
принимаем p= 20 мм.
Определяем диаметр фундаментальных болтов ,мм,[1, таблица 10.2]
мм, (41)
принимаем болты с резьбой М16.
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников , мм, [1,таблица 10.2]
мм, (42)
принимаем болты с резьбой М12.
Определяем диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом,мм, [ 1,таблица 10.2]
мм, (43)
принимаем болты с резьбой М8.
1.6 Первый этап компоновки редуктора
Первый этап компоновки редуктора служит для приближенного определения положения зубчатых колес.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции в масштабе 1:1.
Посередине листа проводим осевую линию и оси валов на расстоянии 80 мм. Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса 10 мм; зазор берем от торца ступицы. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса и расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= 8 мм. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников =25 мм, =30 мм [1,таблица П3]., сводим характеристики в таблицу 1.
Таблица 1
|
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
Грузоподъемность, кН |
|
|
Размеры, мм |
|||||
|
105 |
25 |
47 |
12 |
11,2 |
5,6 |
|
106 |
30 |
55 |
13 |
13,3 |
6,8 |
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывании пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.
1.7 Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Для определения реакций опор составляем расчетную схему вала.
Из предыдущих расчетов известны:
d 1— диаметр делительной окружности шестерни =40 мм;
Fr — радиальная сила =239Н;
Ft — окружная сила = 640Н;
Fa — осевая сила = 142H;
Расстояние l1 известно из первой компоновки = 42 мм.
Определяем реакции опор:
в плоскости XZ
H; (44)
в плоскости YZ
H, (45)
H. (46)
1.8 Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360- 78 [1, таблица 8.9]. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Ведущий вал:
диаметр ведущего вала = 18 мм, b∙h= 6∙6 мм, мм, длина шпонки l= 40 мм, момент на ведущем валу Н*мм.
Определяем допускаемое напряжение смятия , МПа [1,формула 8.22].
, (52)
где - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице, МПа.
Ведомый вал:
Диаметр вала под зубчатым колесом d2=22 мм; b∙h=6∙6; t1=3,5; длинна шпонки l=45 мм; момент на ведомом валу Н*мм.
Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
(53)
1.9 Уточненный расчет валов
Произведем расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 45,термическая обработка — улучшение. Среднее значение предела выносливости σв=780 МПа [1,таблица 3.3].
Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба,,МПа, [1,c.162].
МПа, (54)
Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений,, МПа, [1, c.164]
МПа, (55)
Сечение А-А.
Определяем момент сопротивления нетто, ,[1,таблица 8.4]
, (56)
Определяем амплитуду и среднее напряжение от нулевого цикла ,МПа,[1, формула (8.20)]
МПа, (57)
Определяем коэффициент запаса прочности, МПа,[1,формула (8.19] принимаем =1.68,[ 1, таблица 8.5 ], =0.83 [1, таблица 8.8], =0.1
МПа, (58)
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, [1, формула (8.18)]
МПа, (59)
где -коэффициент концентрации нормальных напряжений,=1,8,[ 1, таблица8.2];
- масштабный фактор для нормальных напряжений, =0,87,[ 1, таблица 8.8 ]
- амплитуда цикла нормальных напряжений.
Определяем результирующий коэффициент запаса прочности
. (60)
Результирующий коэффициент запаса прочности s получился близким к коэффициенту запаса =7,26. Расхождения свидетельствуют о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений.
Содержание
Введение 5
1 Расчет цилиндрического косозубого редуктора 6
1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6
1.2 Расчет зубчатых колес редуктора 7
1.3 Предварительный расчет валов редуктора 11
1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса 12
1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора 13
1.6 Первый этап компоновки редуктора 14
1.7 Проверка долговечности подшипников 15
1.8 Проверка прочности шпоночных соединений 17
1.9 Уточненный расчет валов 18
1.10 Выбор сорта масла 20
2 Расчет цепной передачи 21
Список литературы 24
Приложение А Расчеты на ПЭВМ 25
Приложение Б Спецификация 28
2 Расчет цепной передачи
Вращающий момент на ведущей звездочке
. (61)
Передаточное число было принято ранее .
Число зубьев ведущей и ведомой звездочек:
; (62)
, (63)
примем и .
Фактический показатель передаточного числа цепной передачи
(63)
Отклонение передаточного числа цепной передачи
,
что допустимо.
Шаг однорядной цепи
. (64)
Скорость цепи
. (65)
Окружная сила цепи
. (66)
Давление в шарнире проверяем по формуле
. (67)
Определяем число звеньев
(68)
где (69)
Определяем силу, действующую от провисания цепи
Н. (70)
Определяем силу, действующую от центробежных сил
Н. (71)
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
(72)
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:
(73)
1.10 Выбор сорта масла
Смазывания зубчатого зацепления производиться окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25∙3,02=0,775 . При контактных напряжениях =409 МПа и скорости м/c вязкость должна быть равна . Принимаем масло индустриальное И-30А [ 1, таблица 10.10 ]. Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.
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.
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 или устройства для охлаждения
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организованно серийное производство редукторов.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве ( горизонтальное, вертикальное ); особенностями кинематической схемы ( развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д).
Список литературы
1 Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. Курсовое проектирование деталей машин.— М.: Машиностроение,1987.— 414 с.
2 Куклин Н.Г.,Куклина Г.С. Детали машин.— М.: Высшая школа,1984.—310с.
3 Решетова Н.О. Детали машин: Атлас конструкций.— М: Машиностроение, 1979.— 367 с.
вычисляют по формуле