Проектирование двухступенчатого планетарного редуктора

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИ

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА

3. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ИЗ УСЛОВИЯ КОНТАКТНОЙ ПРОЧНОСТИ АКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ПО КРИТЕРИЮ ИЗГИБНОЙ ВЫНОСЛИВОСТИ ЗУБЬЕВ

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ИЗ УСЛОВИЯ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВ САТЕЛЛИТОВ

6. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШАРИКОПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

10. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

11. РАСЧЕТ МУФТОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

12. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ

13. РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

14. РАСЧЕТ КПД РЕДУКТОРА.

15. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

  • СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
  • 1. Техническое задание
  • Задание включает компоновочную схему двухступенчатого планетарного редуктора, график вращающего момента на тихоходном валу, исходные данные для расчета.
  • Исходные данные:
  • Максимальный момент на тихоходном валу:;
  • Частота вращения:;
  • Передаточное число:;
  • Режим нагрузки: III;
  • Долговечность:;
  • Параметр:;
  • Марка стали колес: 12X2H4A;
  • Термообработка активных поверхностей их зубьев: Цементация.

/

/

  • Гистограмма нагрузки:
  • ;
  • ;
  • ;
  • ;
  • ;

2. Кинематический и силовой расчет планетарного редуктора

Компоновочная схема:.

Находим параметр быстроходной ступени, из формулы для расчета общего передаточного отношения

;

.

Расчет частот вращения основных звеньев планетарных передач

Расчет относительных частот вращения сателлитов

Расчет моментов, действующих на основные звенья ступеней планетарных передач

Таблица 1. Результаты кинематического и силового расчета планетарного редуктора

Величина

Тихоходная ступень

Быстроходная ступень

Формула

Значение

Формула

Значение

Задано

3,2

3,9

, об/мин

294

1440,6

, об/мин

неподвижно

0

неподвижно

0

, об/мин

70

294

, об/мин

224

1146,6

, об/мин

-70

-294

, об/мин

-203,6

-790,8

, Н·м

-714,3

145,6

, Н·м

-2285,8

-567,8

, Н·м

3000

713,4

3. расчет размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия контактной прочности активных поверхностей зубьев

Расчет эквивалентного времени

Расчет эквивалентного числа циклов

Расчет коэффициента долговечности

Для колес a и g базовое число циклов принимаем циклов, т.к. твердость поверхности зубьев, для колеса b, предварительно считаем его твердость меньше, тогда циклов.

Расчет допускаемых напряжений

Твердость поверхности при цементации стали 12Х2Н4А 57−63 HRC, для шестерни и колеса, по таблице 2.6.

Предел выносливости при цементации рассчитывается по формуле МПа.

Рассчитывая по нижнему значению твердости, получим:

Коэффициент безопасности при цементировании:

Допускаемые напряжения для шестерни:

Допускаемые напряжения для зацепления:

Расчетный момент на шестерне

Передаточное число в зацеплении a-g

Определение относительной ширины шестерни

Из опыта проектирования планетарных передач с механизмом, А установлена оптимальная относительная ширина центральных колес с внутренними зубьями: при этом для тихоходной ступени значение лучше выбирать из диапазона 0,15 — 0,18, а для быстроходной из диапазона 0,12 — 0,15.

Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении a-g

Из графика 6. 16, с 131[6] находим значения коэффициента для тихоходной ступени и для быстроходной ступени. для обеих ступеней т.к. считаем что зубья не прирабатываются, Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами: — для тихоходной ступени и для быстроходной.

Расчет начального диаметра шестерни (центрального колеса a)

Расчет начального диаметра сателлита и центрального колеса

4. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора по критерию изгибной выносливости зубьев

Эквивалентное время

Эквивалентные числа циклов нагружения колес

Коэффициент долговечности

Базовое число циклов принимаем равным:

;

Как видно из ранее вычисленных значений, для всех колес получается, поэтому принимаем

Расчет допускаемых напряжений

Твердость поверхности при цементации стали 12X2Н4А (57−63) HRC, колеса и изготовлены из этой стали с данной термообработкой, следовательно:

Подбор чисел зубьев

Для тихоходной ступени принимаем, тогда:

Округляем до ближайшего четного числа.

;

;

Для быстроходной ступени принимаем, тогда:

.

Округляем до ближайшего четного числа.

Величины коэффициентов формы зубьев колес планетарного ряда

Расчет отношений.

Принимаем:

Расчетный момент на шестерне (солнечном колесе)

;

Определение относительной ширины шестерни

Величину относительной ширины шестерни оставляем той же, что и в расчете на контактную прочность:

.

Величина коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венцов и среди сателлитов. Принимаем — для обоих ступеней, — для тихоходной ступени и — для быстроходной:

Определение значение коэффициента

По таблице 2.8 [6] выбираем:

Делительный диаметр шестерни (солнечного колеса)

;

Предварительное значения модуля

Корректировка числа зубьев

Так как то проводим корректировку чисел зубьев колес:

Таблица 2. Окончательные значения параметров рассчитываемой планетарной ступени

Величина

Тихоходная ступень

Быстроходная ступень

Формула

Значение

Формула

Значение

19

19

20

29

59

77

Рис 2. 23 [6]

4,12

Рис 2. 23 [6]

4,1

Рис 2. 24 [6]

4,06

Рис 2. 24 [6]

3,81

Рис 2. 23 [6]

3,55

Рис 2. 23 [6]

3,55

470,6

470. 6

353

353

0,88·10−2

0,87·10−2

1,15·10−2

1,08·10−2

3,5

2

66,5

38

70

58

206,5

154

3,105

4,053

39,25

22,19

0,59

0,584

Скорректированная ширина венцов

Так как лимитирующей прочностью в обоих проектируемых передачах является контактная выносливость активных поверхностей зубьев, т. е. выполняется условие, то рабочую ширину рассчитываем по формуле:

Уточнение относительной ширины зубчатого венца солнечного колеса:

Обоснование выбора марки стали и ее термообработки для колеса b

Тихоходная ступень:

Величина контактных напряжений в зацеплении:

Требуемая для этого уровня напряжений твердость поверхностей зубьев колеса b:

Действующие максимальное напряжения изгиба в зубьях колеса b:

Необходимая для этого уровня напряжений твердость сердцевины зубьев:

Большее значение твердости из двух рассчитанных, принимаем в качестве нижнего предела твердости зубьев центрального колеса с внутренними зубьями, по этому значению выбираем марку стали, обеспечивающую требуемую твердость при термическом улучшении или нормализации:

Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543–75, термообработка улучшение до НВ (320−350).

Быстроходная ступень:

Величина контактных напряжений в зацеплении g-b

Требуемая для этого уровня напряжений твердость поверхность зубьев колеса b:

Действующие максимальное напряжения изгиба в зубьях колеса b:

Необходимая для этого уровня напряжений твердость сердцевины зубьев

Большее значение твердости из двух рассчитанных, принимаем в качестве нижнего предела твердости зубьев центрального колеса с внутренними зубьями, по этому значению выбираем марку стали, обеспечивающую требуемую твердость при термическом улучшении или нормализации:

Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543–75, термообработка улучшение до НВ (270−300).

5. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия работоспособности подшипников сателлитов

Таблица 3. Исходные данные

Наименование параметра

Условное

обозначение

Величина

Размерность

№ л. р

Тихоходная

Быстроходная

Максимальный момент на центральном колесе

714,3

145,6

Н·м

9

Коэффициент неравномерности нагрузки между сателлитами

1,03

1,05

-

10

Число сателлитов

3

3

-

10

Модуль

3,5

2

мм

11

Параметр планетарной ступени

3,105

4,053

-

11

Число зубьев:

Центрального колеса a

19

19

-

11

Сателлита g

20

29

-

11

Центрального колеса b

59

77

-

11

Делительный диаметр центрального колеса а, удовлетворяющий изгибной выносливости.

59,1

34,5

мм

11

Диаметр начальной окружности центрального колеса а, удовлетворяющей контактной выносливости.

66,58

38,2

мм

10

Коэффициент формы зуба колеса лимитирующего изгибную выносливость

4,1

3,9

-

11

Эквивалентное число циклов перемен напряжений сателлита при расчете контактной выносливости

31,9·106

123,8·106

ч.ц.

10

Частота вращения сателлита относительно водила

203,6

790,8

мин-1

9

Рабочая ширина зубчатого венца

39,25

22,19

мм

11

Определим минимальный диаметр сателлита, обеспечивающий работоспособность встроенного подшипника

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Корректируем все зубчатые колеса

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Модуль зацепления принимаем равным рассчитанному в пункте II

Тихоходная ступень;

Быстроходная ступень;

Диаметр центрального колеса а

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Число зубьев центрального колеса а

Тихоходная ступень:

— принимаем ближайшее большее значение

Быстроходная ступень:

— принимаем ближайшее большее значение

Числа зубьев

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Корректируем рабочую ширину колес

Тихоходная ступень:

Поскольку

, то

т.к.

принимаем

из нормального ряда линейных размеров выбираем:

Быстроходная ступень:

Поскольку, то

из нормального ряда линейных размеров выбираем:

Окончательно

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Основные диаметры колес планетарной ступени

Тихоходная ступень:

- Делительный диаметр:

- Диаметр окружности выступов:

- Диаметр окружности впадины:

- Межосевое сечение:

Быстроходная ступень:

- Делительный диаметр:

- Диаметр окружности выступов:

- Диаметр окружности впадины:

- Межосевое сечение:

Минимальная толщина обода, обеспечивающая изгибную прочность сателлита

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Диаметр отверстия под подшипник

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Радиальная нагрузка, воспринимаемая наиболее нагруженной опорой сателлита

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Приведенная радиальная нагрузка

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Расчетное значение динамической грузоподъемности подшипника

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

, т. к применяем роликовые подшипники.

По найденным значениям из справочника подбираем подшипники

Тихоходная ступень:

Выбираем роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами 42 305 (ГОСТ 8328−75) с параметрами:

Геометрические параметры выбранного подшипника

Быстроходная ступень:

Выбираем роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами 42 205 (ГОСТ 8328−75) с параметрами:

Геометрические параметры выбранного подшипника

Фиксирование сателлита относительно подшипников дистанционным кольцом и стандартным пружинным стопорным кольцом IA 52 и IА 62 ГОСТ 13 941–80, устанавливаемыми между встроенными подшипниками сателлита.

Параметры пружинных колец:

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Назначаем основные геометрические параметры щек водила тихоходной и быстроходной ступени

Тихоходная ступень:

- Диаметр щеки водила:

- Толщина щеки водила:

- Толщина перемычки водила:

- Диаметр отверстия в водиле:

Быстроходная ступень:

- Диаметр щеки водила:

- Толщина щеки водила:

- Толщина перемычки водила:

- Диаметр отверстия в водиле:

Найденные значения округляем до нормальных ближайших линейных размеров из ряда Ra40:

Тихоходная ступень:

Быстроходная ступень:

Таблица 4. Основные расчетные параметры

Условное обозначение

Тихоходная ступень

Быстроходная ступень

Размерность

Значение

Значение

3,154

4

-

26

24

-

28

36

-

82

96

-

714,3

145,6

H·м

3,5

2

мм

59,1

34,5

мм

66,58

38,2

мм

88,36

46,774

мм

22

14

мм

91

48

мм

287

192

мм

98

72

мм

98

52

мм

105

76

мм

280,875

188,5

мм

82,25

43

мм

89,25

67

мм

295,75

197

мм

94,5

60

мм

70,73

55

мм

5,4

2,1

кН

8,4

3,3

кН

23,8

14,1

кН

42 305

42 205

-

256 217

255 215

мм

28 600

16 800

Н

12 000

15 000

мин-1

28

18

мм

6. Проектировочный расчет валов

Диаметры консольных участков входного и выходного валов приближенно могут приняты

;

— крутящий момент, передаваемый валом, Н·м;, МПа — допускаемое касательное напряжение. Меньшее значение соответствует входному валу (быстроходная ступень), большее — выходному (тихоходная ступень).

Быстроходная ступень:

. Сталь I2X2H4A

принимаем

Диаметры посадочной шейки подшипника качения:

принимаем 35 мм

Тихоходная ступень:

. Сталь 45 (улучшение)

принимаем

Диаметры посадочной шейки подшипника качения:

принимаем 100 мм.

Проектировочный расчёт центрального колеса «а» тихоходной ступени.

Принимаем ближайший меньший диаметр из стандартного ряда: мм

Выбор подшипников качения

Исходя из рассчитанных диаметров валов выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник качения легкой серии диаметров (ГОСТ 8338−75):

Быстроходная ступень: 207 с параметрами:

Тихоходная ступень: 220 с параметрами:

Для крепления водила тихоходной ступени выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник качения сверхлегкой серии диаметров (ГОСТ 8338−75) 1 000 928 с параметрами:

Выбор уплотнительных устройств

Для валов выбираем соответствующие манжеты (ГОСТ 8752−70)

Быстроходная ступень:

Тихоходная ступень:

7. Проверочный расчет вала быстроходной ступени

Исходные данные

Расстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника. Расстояние между центрами подшипников. Расстояние между центром второго подшипника и центром зубчатого колеса. Диаметр расположения пальцев муфты. Крутящий момент зубчатого колеса. Диаметр зацепления зубчатого колеса.

Расчет сил действующих на вал

Сила, действующая на зубчатое колесо:

;

Сила, действующая со стороны муфты:

— окружное усилие.

— радиальное усилие.

Расчетная схема.

/

/

l1=70 мм;

l2=70 мм;

l3=48 мм;

Определение реакций опор:

Построение эпюр:

I участок ():

II участок ():

планетарный редуктор зубчатый колесо

III участок ():

По результатам расчета строим эпюры.

/

/

Из эпюры изгибающего момента видно, что опасным сечением в данном случае является сечение по точке А, т. е. место посадки левого подшипника.

Расчет коэффициента запаса прочности вала

Расчет напряжения:

Коэффициент асимметрии цикла:

Определение пределов выносливости:

Определение отношения эффективных коэффициентов концентрации напряжений к коэффициентам влияния абсолютных размеров поперечного сечения:

Из таблицы 10. 13 [2] при и имеем:

Определение коэффициента влияния качества поверхности:

Из таблицы 10.8 [2] Вместе посадки подшипника при и имеем:

.

Определение коэффициента влияния поверхностного упрочнения:

Из таблицы 10.9 [2]:

Принимаем.

Определение коэффициентов снижения пределов выносливости:

Определение пределов выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Определение коэффициентов чувствительности к асимметрии цикла:

Для валов подвергнутых поверхностному упрочнению (цементации):

Определение коэффициентов запаса прочности S и S. :

Определение запаса прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Т.к. вал быстроходной ступени отвечает условиям прочности.

8. Проверочный расчет шарикоподшипников быстроходного вала

Проверочный расчет на долговечность сводится к проверке неравенства, где L — долговечность подшипника миллионов оборотов в минуту, LE — эквивалентная долговечность которую подшипник должен выдержать за полный срок службы (млн об.).

Расчет долговечности подшипника

Номинальная долговечность подшипника:

,

где: C — динамическая грузоподъемность, — коэффициент качества, — приведенная расчетная нагрузка, — коэффициент, зависящий от типа подшипника (для шарикоподшипников).

где: V=1 — коэффициент вращения, Fr=RA=1587,8 — радиальная сила, K=1.3 — коэффициент безопасности, KT=1 — температурный коэффициент (значения приняты в связи с рекомендациями стр. 189[1]).

Расчет эквивалентной долговечности подшипника

Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле:

.

Параметры ni, Li соответствуют частоте вращения (мин)-1 и продолжительности работы (ч) при действии приведенной нагрузки Pi. Если число замен равно nзам=0), то Lh1, Lh2… Lhk равны продолжительности работы при указанных нагрузках за полный срок службы редуктора.

Для передач с постоянным передаточным отношением при нереверсивной нагрузке, а так же при реверсивной нагрузке у передач с прямозубыми колесами приведенная нагрузка Pi прямо пропорциональна значению передаваемого момента Ti и поэтому предыдущую формулу можно записать в виде:

.

Из полученного выражения для видно, что неравенство L> LE выполняется при наших условиях. Таким образом мы осуществили проверочный, расчет на долговечность для подшипников вала быстроходной ступени. В течении всего срока эксплуатации редуктора, замена подшипников не нужна.

9. проверочный расчет тихоходного вала

Исходные данные

Расстояние между центром первого подшипника шпоночного паза и центром венца центрального колеса. Расстояние между центрами подшипников. Расстояние между центром второго подшипника и центром зубчатого колеса. Диаметр зубчатого венца. Крутящий момент на тихоходном валу. Диаметр зацепления зубчатого колеса.

Расчет сил действующих на вал

Сила, действующая на зубчатое колесо:

;

Сила, действующая со стороны муфты:

— окружное усилие.

— радиальное усилие.

Изгибающий момент:

;

Расчетная схема:

/

/

Проверочный расчет на долговечность сводится к проверке неравенства, где L — долговечность подшипника миллионов оборотов в минуту, LE — эквивалентная долговечность которую подшипник должен выдержать за полный срок службы (млн об.).

Расчет долговечности подшипников

Введем индексацию:

«1» — для первого (левого) подшипника;

«2» — для второго (правого) подшипника.

Номинальная долговечность подшипника:

,

где: C — динамическая грузоподъемность, — коэффициент качества, — приведенная расчетная нагрузка, — коэффициент, зависящий от типа подшипника (для шарикоподшипников).

где: V=1 — коэффициент вращения, Fr — радиальная сила, K=1.3 — коэффициент безопасности, KT=1 — температурный коэффициент (значения приняты в связи с рекомендациями стр. 189[1]).

Расчет эквивалентной долговечности подшипников тихоходного вала

Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле:

.

Параметры ni, Li соответствуют частоте вращения (мин)-1 и продолжительности работы (ч) при действии приведенной нагрузки Pi. Если число замен равно nзам=0), то Lh1, Lh2… Lhk равны продолжительности работы при указанных нагрузках за полный срок службы редуктора.

Для передач с постоянным передаточным отношением при нереверсивной нагрузке, а так же при реверсивной нагрузке у передач с прямозубыми колесами приведенная нагрузка Pi прямо пропорциональна значению передаваемого момента Ti и поэтому предыдущую формулу можно записать в виде:

.

Из полученного выражения для видно, что неравенство L> LE выполняется для обоих подшипников при наших условиях. Таким образом мы осуществили проверочный, расчет на долговечность для подшипников вала быстроходной ступени. В течение всего срока эксплуатации редуктора, замена подшипников не нужна.

10. Расчет шпоночных соединений

Расчет призматических шпонок

Расчет шпоночного соединения сводится к выбору шпонки необходимой длины из стандартного ряда в соответствии с расчетом на смятия по боковым сторонам шпонки. Размеры сечений призматических шпонок выбирают в зависимости от диаметра вала. Материал шпонок — сталь 45 или Ст6 с пределом прочности:

где — наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении, Н·м; - высота шпонки; - заглубление шпонки в вал,, мм.

Рабочая длина шпонки равна длине призматической шпонки с плоскими торцами. При скругленных торцах, где — ширина шпонки.

Допускаемые напряжения для шпонки назначают в зависимости от предела текучести материала шпонки или сопряженных деталей, если их прочность, ниже прочности шпонки:. При нереверсивной малоизменяющейся нагрузке.

Для шпонок стали Ст6

Для тихоходной ступени выбираем: шпонку со следующими параметрами:

принимаем

Тогда:

Из ряда нормальных линейных размеров выбираем

Итак, для тихоходной ступени: шпонка 1−2 514 120 ГОСТ 8788–68.

Для быстроходной ступени выбираем шпонку со следующими параметрами:

принимаем

Тогда:

Из ряда нормальных линейных размеров выбираем

Итак, для тихоходной ступени: шпонка: 1−10 832 ГОСТ 8788–68.

Расчет штифтов

Расчет шпоночного соединения заключается в нахождении числа необходимых шпонок для передачи заданного максимального момента. Основным условием расчета является следующее выражение:

где — усилие среза, (- диаметр окружности, по которой располагаются штифты, — количество штифтов); - количество поверхностей среза; - площадь среза (площадь одного штифта), — диаметр штифта, в соответствии с ГОСТ 3128–70 должен быть равен 6; 8 10; 12; 16 мм) выбираем 6 мм. Длина (его согласовывают с рядом чисел: 12; 14; 16; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 65), выбираем 25 мм.

В сопряжении обеспечивают посадку с натягом.

Число штифтов, необходимое для крепления крышки, определяется по формуле:

Допускаемое напряжение среза и допускаемое напряжение на растяжение связано следующей зависимостью:, тогда допустимое напряжение среза с учетом коэффициента запаса, рассчитывается следующим образом: Для шпонок выбираем материал — Сталь 40.

Для стали 40 (Закалка 850 (масло), отпуск 200°С).

Быстроходная ступень:

Тихоходная ступень:

Для тихоходной ступени возьмем штифты с теми же параметрами, что и для быстроходной.

11. Расчет муфтовых соединений

Расчет муфты быстроходного вала

Для соединения быстроходного вала редуктора с двигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП) ГОСТ 21 424–75. Ее достоинствами являются способность амортизировать толчки, удары, демпфировать колебания, разгружать отдельные элементы привода от периодически изменяющихся возмущающих моментов, действующих на вращающиеся массы привода и др. Она выполняет компенсирующие функции, допуская некоторые радиальные и угловые смещения валов.

Выбор муфты осуществляется исходя из следующего условия:

Где — табличное значение передаваемого крутящего момента;

— расчетный передаваемый момент с учетом условий безопасной работы и надежности;

— коэффициент безопасности, учитывающий тяжесть последствий при выходе муфты из строя. Принимаем, т.к. предполагаем, что поломка муфты не вызывает аварию машины;

— коэффициент учитывающий характер изменения нагрузки во времени. Принимаем, т.к. предполагаем что нагрузка маломеняющаяся;

— момент на колесе, а быстроходной ступени.

В соответствии с рассчитанным моментом по таблице выбираем размеры муфты со следующими параметрами:

Исходя из размеров муфты, выбираем размеры и количество пальцев:, тогда

Расчет муфты тихоходного вала

Для соединения тихоходного вал с рабочим механизмом выбираем зубчатую муфту (ГОСТ 92−8764−76). Ее достоинствами являются высокая нагрузочная способность и компактность, технологичность и возможность использования в широком диапазоне угловых скоростей и передаваемых моментов.

Выбор муфты осуществляется, исходя из величины передаваемого момента и диаметра вала:

Выбираем муфту со следующими параметрами: По графику определяем.

Длину зубчатой втулки ориентировочно определяем из соотношения. Тогда.

11.3. Выбор муфты для передачи крутящего момента между ступенями

Для соединения ступеней, т. е. водила и колеса выбираем зубчатую муфту. Геометрические параметры зубчатого сочленения соединительных муфт выбираем аналогично параметрам зубчатых муфт по ГОСТ 5006–55. Расчетный диаметр зубчатого венца может быть найден по эмпирической формуле:

где — крутящий момент, передаваемый муфтой, Н·м;

— отношение рабочей ширины зубчатого венца к расчетному диаметру (рекомендуется);

— коэффициент, зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты; при 40 — 50 HRC и 58 — 62 HRC соответственно

12. Проектировочный расчет корпусных деталей

Толщина стенок корпуса:

по таблице нормальных линейных размеров принимаем

Толщина стенок крышки:

по таблице нормальных линейных размеров принимаем

Толщина ребра:

— в сопряжении со стенкой корпуса:

.

— в сопряжении со стенкой крышки:

Диаметр фундаментальных болтов:

по таблице нормальных линейных размеров принимаем

Толщина фундаментальных лап:

.

Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментальных лап.

По таблице нормальных линейных размеров принимаем.

Расстояние от края фланца до оси болта (винта):

По таблице нормальных линейных размеров принимаем.

Толщина подъемных ушей корпуса:

По таблице нормальных линейных размеров принимаем.

13. Расчет резьбовых соединений

Расчет фундаментных болтов:

/

/

Определение внешних нагрузок, действующих на болт в групповом болтовом соединении

Считая, что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает не раскрытие стыка при действии внешних нагрузок, и предполагая, что нагрузка между болтами и по поверхности стыка изменяется по линейному закону, получают наибольшую растягивающую внешнюю силу, действующую на болт:

Определения силы затяжки и расчетной осевой силы болта группового соединения

В расчетной практике принимают

,

где — коэффициент затяжки при, и при; - коэффициент внешней нагрузки для проектировочного расчета и соединений из стальных и чугунных деталей рекомендуют:.

Проверим условия не раскрытия стыка

;

где: — площадь поверхности стыка; - моменты инерции площади стыка относительно осей и:

;

— минимальное допустимое напряжения сжатия в стыке, обеспечивающее жесткость и не раскрытие его.

Расчетная осевая сила болта определяется из выражения

Условие выполняется

().

Определение диаметра болта

Внутренний диаметр резьбы болта, при действии внешней не изменяющейся нагрузке

(), ,

где — допускаемое напряжение растяжения , — предел текучести материала болта; - допускаемый коэффициент запаса прочности. При неконтролируемой затяжки для проектируемого расчета коэффициент определяется по приближенной зависимости:

где (т.к. болты из нелегированной стали)

т.к.

класс точности 6,6 марки стали болта: Сталь 45, марка стали гайки: Сталь 15.

Для крепления редуктора к плите используем четыре болта:

Проверочный расчет болтов на статическую прочность.

Условие прочности:

,

где. При затяжке, контролируемой динамометрическим ключом.

Условие прочности выполняется.

Расчет болта на циклическую прочность

При действии внешней нагрузки изменяющейся от до коэффициент запаса прочности находится из соотношения

,

где — придел выносливости болта при коэффициенте асимметрии цикла изменения напряжения находится из формулы. Здесь определяются в зависимости от диаметра болта, коэффициент определяется из зависимости, где — коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; - теоретический коэффициент концентрации напряжения.

Действующая амплитуда напряжения:

Т.к. условия прочности для статических и циклических напряжений выполняются, то болты можно считать надежными.

14. Расчет КПД редуктора

С учетом потерь на трение в зацеплении, в подшипниках и на размешивание и разбрызгивание масла КПД равен:

.

Коэффициент потерь на трение в зацеплении определяется по упрощенной зависимости

,

где — коэффициент трения в зацеплении; величину находят из рис. 2.9 в зависимости от суммы скоростей контактирующих точек относительно зоны контакта:, где — окружная скорость зубчатых колес. Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения производится по формуле

,

где — момент трения и частота вращения — го подшипника; - число подшипников в опоре; - произведение момента и частоты вращения рабочего органа. Приближенное значение момента трения определяются из зависимости

,

где — коэффициент трения в подшипнике; - внутренней диаметр подшипника; - радиальная нагрузка на подшипник. Ориентировочные значения коэффициентов составляют: для радиальных шариковых однорядных подшипников — 0,0015; для радиальных с цилиндрическими роликами — 0,0011.

Расчет КПД быстроходной ступени

Для зацепления a-g:

Для зацепления g-b:

Момент трения в подшипниках вала:

Момент трения в подшипниках сателлита:

Расчет КПД тихоходной ступени

Для зацепления a-g:

Для зацепления g-b:

Момент трения в подшипниках вала:

Момент трения в подшипниках сателлита:

Общее КПД редуктора.

Расчет на нагрев и выбор смазки

Повышение температуры сопряженных поверхностей кинематических пар зубчатых передач в результате работы сил трения вызывает падение защитных свойств маслянистого слоя. Во избежание повышения интенсивности изнашивания и для предупреждения опасных форм повреждения контактирующих поверхностей температура масла не должна превышать предельного допускаемого значения, при котором масло еще сохраняет свои защитные функции. Обычно принимают.

Для передач, работающих при постоянной нагрузке в течение времени, достаточного для появления установившегося теплового режима, надо обеспечить условие

;

Где — установившаяся температура масла, C; - мощность на ведущем валу передачи, Вт; - КПД редуктора; - температура окружающего воздуха (при отсутствии специальных указаний принимается равной); - мощность теплового потока, отводимого от передачи в окружающую среду при перепаде температур в ,

,

где: — коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса, не обдуваемого вентилятором; - коэффициент теплопередачи при использовании искусственного обдува корпуса, например центробежным вентилятором, (- скорость потока воздуха относительно охлаждаемой поверхности, ориентировочно принимают, мы примем, т. е. мы не будем ставить обдуватель, и проверим выполняется ли условие в этом случае); и — площади соответственно не обдуваемых и обдуваемых поверхностей корпуса, омываемых внутри маслом или его брызгами (включая 50% поверхности ребер, предназначенных для охлаждения). Для упрощения расчета площади не обдуваемой поверхности (вся поверхность редуктора) примем редуктор за шар радиусом R=200 мм.

Для смазывания зубчатых передач со стальными зубьями ориентировочное значение вязкости масла определяется в зависимости от фактора; где — твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев; - контактные напряжения,; - окружная скорость в зацеплении,

В соответствии с полученным значением вязкости выбираем индустриальное масло И-100А (ГОСТ 20 799−75)

15. Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя из каталога производится по номинальной мощности

где — расчетная мощность двигателя, определяемая с учетом режима работы привода, где — угловая скорость вала рабочего органа, рад/c, — КПД механической передачи) и частота вращения.

Длительный режим работы характеризуется продолжительностью работы, достаточной для того, чтобы температура нагрева двигателя достигла установившегося значения. Заданный внешний переменный момент заменяют эквивалентным постоянным моментом, рассчитываемый по формуле

,

где — ступень нагрузки и соответствующий ей время работы по гистограмме; - суммарное время работы под нагрузкой.

Проверка двигателя на перегрузку преследует цель предотвратить «опрокидывание» (остановку нагрузкой) при резком увеличении внешней нагрузки. Проверку двигателя производят при возможных неблагоприятных условиях эксплуатации, когда напряжение в электрической сети понижено до 10% (что соответствует уменьшению движущего момента на 19%), а нагрузка достигает максимального значения

,

где — кратность максимального момента по каталогу для выбранного электродвигателя; - максимальный момент по гистограмме (рис. 2. 11 и 19. 17 [1]).

Выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный двигатель серии 4А (при синхронной частоте вращения 1500 об/мин) климатического исполнения У, категории 3 по ГОСТ 19 523–74, общего применения предназначены для продолжительного режима работы от сети переменного тока с частотой 50 Гц.

4А160М4У3 Р=18,5 кВт n=1500 об/мин.

Проверим двигатель на перегрузку:

Неравенство выполняется, следовательно, двигатель надежен.

Список литературы

  • «Курсовое проектирование деталей машин» Кудрявцев В. Н., Державец Ю. А., Арефьев. И.И. Л.: «Машиностроение», 1983. — 400 с.
  • «Конструирование узлов и деталей машин» Дунаев П. Ф., Леликов О. П. М.: Издательский центр «Академия», 2003 — 496 с.
  • «Подшипники качения» Справочник-каталог. Под редакцией Нарышкина В. Н., Коросташевского Р. В. М.: «Машиностроение», 1984. — 280 с.
  • «Методическое указание к лабораторным работам по курсу „Деталей машин“». Часть II. Под редакцией Кузьмина, Л.: «ЛМИ», 1986. — 69 с.
  • «Справочник конструктора-машиностроителя» Анурьев В. И. Том 1, М.: «Машиностроение», 1979. — 728 с.
  • «Справочник конструктора-машиностроителя» Анурьев В. И. Том 2, М.: «Машиностроение», 1982. — 584 с.
  • «Справочник конструктора-машиностроителя» Анурьев В. И. Том 3, М.: «Машиностроение», 1979. — 557 с.
  • «Сопротивление материалов» Феодосьев В. И. Том 2. М.: Изд-во «МГТУ им. Баумана», 2003. — 592 с.
  • «Сопротивление материалов» Беляев Н. М, 14-е издание. М.: «Наука», 1965. — 857 с.
ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой