Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3. Прочный расчет валов

4. Предварительный выбор подшипников

5. Уточненный расчет валов на статическую прочность

6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность

7. Определение размеров корпуса редуктора

8. Конструирование зубчатого колеса

9. Определение размеров крышек подшипников

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

Вывод

1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода

Р2 =4.6 квт, частота вращении ведомого вала п2 =135 об? мин

Выбор электродвигателя

общий КПД привода:

Юобщ. = Ю рп • Ю (1)

Ю рп — кпд решенной передачи

Ю-кпд зубчатой передачи редуктора с учетом потерь в подшипников

Принимаем:

Ю рп = 0. 95

Ю= 0. 97

Юобщ. = 0. 95 • 0. 97 = 0. 92

Требуется мощность электродвигателя:

Рэ = р2? Юобщ. = 4.6? 0. 92 = 5 кВт (2)

Ориентированная частота вращения требуемого электродвигателя nэ принимаем U =4 — передаточное число зубчатой передачи редуктора, Uр. п =3 — передаточное число решенной передачи

Общее передаточное число привода:

Uобщ. = Uр. п • U = 3 • 4 =12 (3)

nэ = n2 • Uобщ. = 135 • 12 = 1620 об? мин (4)

По полученным значениям Рэ и nэ, выбираем электродвигатель. Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения nс =1500 об? мин, тип двигателя 4АМ¦2МА643,мощность Р= 5,5 кВт синхронная частота вращения n= 1445 об? мин

Киниматический расчет

Уточняем общее передаточное число привода

Uобщ. = n? n2 • 1445 ?135 = 10.7 (5)

Производим разбивку U? общ. по ступеням, стандартное значения передаточного числа решенной передачи

Uр.п = U? общ.? U = 10.7? 4 = 2. 67 (6)

Частота вращения и угловые скорости вала:

вал электродвигателя

n= 1445 об? мин

щ = П • n ?30 = П • 1445 ?30 = 151.2 рад? с (7)

ведущий вал редуктора:

n1 = n? Uр. п = 1445? 2. 67 = 541.2 об? мин (8)

щ 1 = щ? Uр. п = 151.2? 2. 67 = 56. 74 рад? с

ведомый вал редуктора:

n2 = n1? 4 = 541.2? 4 = 135 об? мин

щ 2 = щ 1? 4 = 56. 74? 4 = 14.2 рад? с

Силовой расчет

Вращение момента на валу привода

вал электродвигателя:

М = Рэ? щ = 5 · 10і? 151.2 = 33 км (9)

Ведущий вал редуктора

М1 = М • Uр. п • Ю рп = 33 • 2. 67 • 0. 95 = 83.7 км (10)

Ведомый вал редуктора

М2 = М1 • U • Ю = 83.7 • 4 • 0. 97 = 325 км

вал

Частота вращения n1 оборотов в минуту

Углов скорость U1 рад? с

Вращающий момент М, Км

электродвигатель

1620 об? мин

151.2 рад? с

33 Км

ведущей

541.2 об? мин

56. 74 рад? с

83.7 Км

ведомый

135 об? мин

14.2 рад? с

325 Км

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Материалы зубчатых колес.

Сталь 45 с термообработкой — улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; т = 650 Н? мнІ

диаметре (предполагаемом) D? 80 мм

для колеса твердость 235…262 НВ2; т = 540 Н? мнІ

при предполагаемой ширине заготовки колес S? 80 мм

Выбираем среднее значение твердости:

Твердость шестерни — 280 кв1;

Твердость колеса — 250 кв2

При этом НВ1 — НВ2 = 280 — 250 = 30 (условие соблюдает)

Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса

[п] = (п? [Sп]) •кп (11)

по = 2 Нв + 70 (12)

[Sп] = 1. 1

кп = 1

[п]1 = ((2 Нв 70) [Sп]) • кп = ((2 • 280 + 70): 1. 1) • 1 = 573 к? ммІ (13)

Для надежности при расчете прямозубых цилиндрических передач за величину [п] принимают меньшее значение из допускаемых [п]1 и [п]2

Принимаем [п] = [п2] = 518 к? ммІ

Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

[п] = (fo? [Sf]) •кfc •кfl (14)

где fo = 1.8 Нв

[Sf] = 1. 75

кfc = 1/1,8nB1; kfl =1/_1,8·280

[fa]1= [Sf] · Kfl •Kfc = 1,75 =288 Н? ммІ

[fa]2= 1,8·250/1,75 ·1 ·1 = 257 Н? ммІ

Расчетные коэффициенты. Принимаем 4а=0,4 как для симметрично расположенных колес, и коэффициент Кив=1, как для прирабатывающих колёс (твердость колёс меньше 350 нв, нагрузка постоянная).

Мешаевы расстояние передачи

по стандарту принимаем аn=160мм.

Ширина зубчатого венца колеса: в2=шa·am=0,4·160=64 мм

Шестерни: в1?1,12·в2=1,12·64=71,7 мм

Принимаем стандартное значение по таблице: В2=63мм; В1=71мм

Модуль зубьев по формуле:

m = _6,8М2(W+1)/4·aw·b2[Gк]2 = 6,8·325·2·10і·5/4·160·63·257 = 1,07 мм

принимаем стандартное значение m=2 мм

Суммарное число зубьев:

Е = 2a щ /м = 2·160/2 = 160 (17)

число зубьев шестерни

1 =Е/(4+1) = 160: 5 = 32

2 = Е -1 (18)

= 160−32 = 128

Фактическое передаточное число:

Иф = 2/1 = 128/32 = 4

— что соответствует заданному (номинальному значению)

Основные геометрические размеры передачи:

Делительные диаметры

d1 = m ·1 = 2 ·32 = 64 (19)

d2= m ·2 = 2·128 = 256

уточняем межосейное расстояние:

an = (d1 + d2)/2 = (64+256)/2 = 160 мм (20)

Диаметр окружностей верхних зубьев шестерни и колеса:

da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52

da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196

Пригодность заготовки шестерни Д и ширина S:

Д = da1 + 6 мм = 52+6=58мм

Д=58мм< 80 мм

S=b2+4мм=63+4=67< 80 мм

Условие пригодное заготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристики м.б. получены при термообработке.

Выбранная сталь 45 не требует применений.

Окружная скорость зубчатых колес и степень тонкости

х = п · n1 · d1/60 = 3. 14 · 472.2 · 10і · 63/60 = 1.6 м/с (21)

Для уменьшения динамической нагрузки применяем 8 степень точности (по таблице)

Силы в зацеплении i окружная сила

Ft = 2м2/d2 = 2 · 325 · 10і / 256 = 2539H (22)

Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20є = 2539,1 · 0. 36 = 914 H (23)

Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knх=1.2 (по таблице)

Рассчитываем контактное напряжение.

n = 310/aw · n (24)

н = 310/160 · 4 = 0,48 = 0,48 879,6 = 422 н/мм

по условию

nІ (0. 8 м · 1. 1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и 570 н/ммІ

Т.к. расчетное Gn=412 н/ммІ находится в пределах допускаемых значений напряжений, то контактная прочность зубьев обеспечивается

Коэффициент формы зуба Јf:

для шестерни: 1 = 32; Јf1=3,78

для колеса: 2 =128; Јf2=3,6

сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб

Шестерни: [n]1/ Јf1 = 288/3,78 = 76,2 н/ммІ

колеса: [n]2/ Јf2 = 257/3,6 = 71, 4 н/ммІ

Прочность зубьев колеса оказалась менее прочности зубьев шестерни.

[n]1/ Ј f1< [n]1/Ј f2

— поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.

Принимаем коэффициенты: К Fв=1 К Fх=1,4

Расчетное напряжение изгиба в основании ношии зубьев колеса:

f2= Ј f2 · Pt/В2м k pв Kpv = 3.6 · 2539. 1/63 · 2 · 1 · 1.4 = 101.6 н/ммІ<

[f]2=257 н/мм (25)

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3. Прочный расчет валов

Выбор материалов валов.

Для ведущего и ведомого вала выбираем ст. 45 с термообработкой улучшения с механическими

Характеристиками НВ 240 т = 650 н/ммІ, в = 800 н/ммІ

Ведущий вал.

Выбираем конструкцию вала

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле

dк= (26)

где диаметр dn диаметр пальцевого участка вала.

М1 (ИМ) — вращающий момент на ведущем валу редуктора.

[фк] 20…25 н/ммІ, допускаемое касательное напряжения.

dк = =25,6 мм

по стандарту принимаем dk = 26 мм

где dy — диаметр участка вала под уплотнением.

dy=26+4=30мм

dn=30+5=35мм

dw=35+5=40мм

Ведомый вал.

Выбираем конструкцию вала.

М2 = 325 мм

ф= 25

dk = = 40,1 мм

по стандартному выбираем

dy =42 мм

dy = 42+3=45 мм dn = 45+5=50 мм

dзк = 50+2=52 мм dб = 52+3=55 мм

4. Предварительный выбор подшипников

Предварительный выбор ведущего вала.

dn = 35 мм легкой серии № 207

Д=72 мм

В1=17 мм

Предварительный выбор ведомого вала

dn = 50 мм легкой серии № 210

Д=90 мм

В1=20мм

5. Уточненный расчет валов на статическую прочность

Ведущий вал.

Чертим расчетную схему вала.

Определяем расстояние между опорами и силами зацепления

l1 = l1?= x+y+b½+ b½ м (1) [3]

где х =10мм расстояние от стенки корпуса до шестерки:

b1=71 мм b1- ширина шестерни

B1 — это ширина подшипника

Ј - 20 мм расстояние от подшипника

l1 = l1?= 10+ 20+71/2+17/2 = 30+35,5+8,5 = 74 мм = 0,074 м

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

R ay = R ву = Fr1/ 2= 914/ 2 = 457 Н (27)

Fn1 — рациональная нагрузка на материи R

Определяем реакцию опор в горизонтальной плоскости.

R ах = Rвх= Ft /2=2539. ½ = 1269.6 Н

Определим изгиб момента в вертикальной плоскости и построим эпюру моментов

М ах= 0 М вх = 0

М сх = - R ау · l1= - 457 · 0. 074 = - 33. 82 Hм

Определим изгиб момента.

Мау = 0 Мву = 0

Мсу = -Rax · l1= -1269.6 · 0. 074=m-33. 82 Нм

Определяем крутящий момент.

Мк = М1 = 83,7 и. м

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении.

Мкс = ====99,85 Hм (28)

Определим эквивалентный момент в сечении.

Мэ = = == 130,2 Hм

Определим диаметр вала в опасном сечении.

dm ====29,6 мм (29)

Находим диаметры остальных участков вала исходя из dш

dn = dш (-2… 5)= 30−5 = 25 мм

dу = dn (-2,5) = 25−3 = 22 мм

dn = dу (-2… 5) = 22−2 = 20 мм

.2. Ведомый вал.

l2 = l2' = x+y + в 2/2 + В2/2 (30)

В2 =20 мм

в 2= 63 мм

l2= l2' =10+20 +63/2+20/2= 40+31.5 = 71.5 мм = 0. 072 м

Ray = 457 н

Rax = 1269,6 н

Мсх = - Ray · l1 = -475 · 0,072 = - 32,9нм

Определим изгиб момента.

Мсу = Raх · l1 = - 1269,6 · 0,072 = - 91,41 нм

Мк = М2 = 325 и. м

Мuc = = = 97,2 нм

Мэ = = = 339,3 нм

dyk = = 40,8

dn = dш — (2…5) = 42 — 2 = 40 мм

dу = dn (- 2 …5) = 40 — 4 = 36 мм

dк = dу (- 2 …5) = 36 — 4 = 32 мм

6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность

Ведущий вал.

суммарная радиальная опора реакции:

Rra = Rrв = = = 1349,35 Кn (31)

Выбор типа подшипника.

Для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники.

Проверяем возможность установки подшипника средней серии № 305

d = 25 мм

Д = 62 мм

В = 17 мм

Сr = 22. 5

Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:

V = 1; Кб= 1. 4; Кт = 1; а1 = 1; а23 = 0,7.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Rэ? = Rэв = Rэ = V · R ra · Кб · Кт = 1 · 1349,35 · 1.4 · 1 = 1889. 09 н = 1. 89Кн

Базовая долговечность подшипника.

L10 = a1 · а23 · ( Cr/ Rэ) = 1 · 0,7 (22. 5: 1. 89)і = 1179. 61 г (32)

Базовая долговечность подшипника.

L10h =10і·L10/60r1=10·179. 61/60·541.2 =36 326. 99 ч> [L10h ]=10 000ч-

долговечность обеспечена

Ведомый вал.

Суммарная радиальная опорная реакция: Rra = 1349. 35 h

выбор типа подшипника для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники.

Проверяем возможность установки подшипника легкой серии № 208

d = 40 мм В = 18 мм

Д = 80 мм C = 32

6.2.3. Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников, принимаем коэффициенты:

V = 1; Кб = 1. 4; Кт = 1; а1 = 1; а23 = 0,7.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Rэа = Rэв = Rэ = V·Rra·Кб·Кт = 1· 1349. 35 ·1.4 ·1 = 1889. 09 n = 1. 89 Kn (34)

Базовая долговечность подшипника.

L10 =1· 0.7 · (32/1. 89)і = 0.7 · 4826. 81 = 3378. 77 (ч)

Базовая долговечность подшипника

L10h = 10і · 3378. 77/ 60·135= 41 713. 09 (ч) - долговечность обеспечена

7. Определение размеров корпуса редуктора

Толщина степени основания корпуса

Sкп=?6 (35)

Sкр==4,78 мм

Принимаем Sкорп = 6 мм

Толщина степени основания корпуса.

Sкр = 0.9 Sкорп. > 6 мм (36)

Sкр = 0. 9· 6 = 5.4 мм

Принимаем Sкр = 6 мм

Толщина ребра в основании

Sреб = Sкорп = 6 мм

Толщина подъемного уха в основании:

Sу = 2.5 Sкр = 2.5 · 6 = 15 мм (37)

Диаметр стяжного болта

dб = ?10 (38)

dб = = 6,87 мм

Диаметр штифтов:

dшт = (0.7 …0. 8) dб = 0.8 ·10 = 8 мм (39)

Толщина фланга по разъему:

Sфл = 1. 5· dб = 1.5 · 10 = 15 мм (40)

Диаметр фундаментального болта

dб =? 1,2 (41)

dб = = 8. 65 мм

принимаем dф = 12 мм

Толщина лампы фундаментального болта:

Sф = 1.5 · dф = 1.5 · 12 = 18 мм (42)

Высота центров редуктора:

Н0 = (1 … 1. 12) · aw = 1 · 160 = 160 мм (43)

Расстояние между торцом шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами части корпуса:

Д1 = 0.8 Sкорп (44)

Д1 = 0.8 · 6 = 48 мм

Ширина пояса жесткости (фланца)

вф? 1.5 dф

вф = 1.5 • 12 = 18 мм

Расстояние между зубьями колеса в радиальном направлении и торцом фланга, днищем основания:

Д2 = 1.2 · Sкорп = 1.2 · 6 = 7.2 мм

8. Конструирование зубчатого колеса

Выбираем конструкцию колеса.

Обод (элемент колеса)

Диаметр: da = 196 мм

Толщина:

S = 2.2 · т + 0. 05 в2 = 2.2 · 1. 07 + 0. 05 · 63 = 5.5 мм (46)

Ширина: в2 = 63 мм

Ступица.

Диаметр внутренний: d = d3К =42мм

Диаметр наружный: dСТ = 1. 55 · d = 1. 55 · 42 = 65.1 мм (47)

Толщина: Sст = 0.3 · d = 0.3 · 42 = 12.6 мм

Длина: lст = 1.5 d = 1.5 · 42 = 63 мм (48)

Диск

Толщина:

С = 0.5 (S + S ст) = 0. 25· в2 = 0. 25 · 63 = 15. 75 мм (49)

Радиусы закругленный и уклон:

R = 6 J > 7°

9. Определение размеров крышек подшипников

Выбираем конструкцию крышек подшипников.

Принимаем крышки врезанные с отверстиями и глухие:

Ведущий вал.

Д = 62 мм h1 = 5 мм

Д0 = 67 мм l = 8 мм

Д3 = 52 мм l1 = 2 мм

h = 14 мм В = 10 мм

Ведомый вал.

Д = 80 мм h1 = 5 мм

Д0 = 85 мм l = 10 мм

Д3 = 72 мм l1 = 2 мм

h = 16 мм В = 10 мм

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

Ведущий вал.

Для диаметра вала d = 20 мм принимаем размеры сечения шпонки:

в = 6 мм t2 = 2.8 мм

h = 6 мм lст = 36 мм t1 = 3. 5 мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины:

lш = (5…10) lст

lш =36 -8 = 28 мм

lр = lш — в = 28 — 6 = 22 мм (50)

Расчетное напряжение смятия:

см = 2М1/D (h — t1) lр= < [G] см = 190 и/мм (51)

см = 2· 83.7 ·10і/20(6 — 3.5)· 22= 152. 18 и/мм

Прочность на смятие обеспечивается.

Ведомый вал

Для диаметра вала d = 32 мм принимаем размеры сечения шпонки:

в = 10 мм t2 = 3.3 мм

h = 8 мм lст = 42 мм

t1 = 5 мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины:

lш = 42 — 8 = 34 мм

lр = 34 — 10 = 24 мм

10.2.3. Расчет напряжения смятия:

см = 2 М²/D (h — t1) lр = < 190 и/мм

см = 2· 83.7 ·10і /32(8 — 5)· 24= 72. 66и/мм

Прочность на смятие обеспечена.

11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочным способом (окупанием).

Этот способ применяют для зубчатых передач при окруженных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скорости х. Gn = 422.0 н/ммІ, х = 1.6 м/с

В соответствии с полученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 ГОСТ 17 479 4−87

Смазывание подшипников.

При окруженных скоростях х< 2м/с

Полость подшипника, смазывается пластичным материалом и должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением.

Размер внутренней полости корпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ј его ширины.

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.

Выбираем для смазки подшипниковый солидол жировой ГОСТ 1033– — 79.

Вывод

В курсовом проекте был выполнен проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой