Расчет конического редуктора

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Кинематический и силовой анализ привода

Выбор электродвигателя

1. Требуемая мощность электродвигателя:

Где:

2. Частота вращения Приводного вала:

Выбираем значения передаточных отношений для редуктора и цепной передачи

Требуемая частота вращения двигателя:

В соответствии с ГОСТ 19 523–81 выбираем электродвигатель АИР160S8/727, мощностью и частотой вращения.

3. Передаточные числа звеньев:

Полученное передаточное число распределяют между типами передач.

Сохраняя выбранные значения передач, получим:

Передаточные числа согласуются со стандартными значениями согласно ГОСТ 2185–66

Отклонение от стандартного значения не должно превышать

4. Частоты вращения и крутящие моменты на валах:

— Частота вращения на быстроходном валу редуктора

— Частота вращения на тихоходном валу редуктора

— Момент на приводном валу

— Момент на тихоходном валу редуктора

— Момент на быстроходном валу редуктора

— Момент на валу электродвигателя

С другой стороны

Выбор материалов и допускаемых напряжений

Расчет допускаемых напряжений для зубчатых колес

Вследствие того, что производство мелкосерийное выбираем Сталь марки Ст40Х, вид термообработки — улучшение,.

Примем:

для шестерни НB1 = 350

для колеса на 20…30 HB меньше — HB2 = 330.

1. Допускаемые контактные напряжения

1. Для шестерни:

,

где — коэффициент запаса (безопасности), — коэффициент долговечности.

. Коэффициент долговечности изменяется в пределах.

Базовое число циклов

Эквивалентное число циклов нагружения

,

где — частота вращения колеса , — расчетный ресурс редуктора , — относительно значение крутящего момента на i — той ступени графика нагрузки, — относительная продолжительность действия крутящего момента на i — той ступени графика нагрузки, L — срок службы,

, , — годовой и суточный коэффициенты, t — расчетный ресурс редуктора.

Так как >, то ,

часов.

Тогда

2. Определяем допускаемы контактные напряжения на колесе:

Так как >, то, , тогда

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

Что не превышает предельного значения:

— для прямозубой передачи.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

2. Расчет допускаемых изгибных напряжений

Допускаемые напряжения изгиба определяются:

Для шестерни

,

где предел выносливости и коэффициент запаса определяют из таблицы:

— при нереверсируемой передаче.

при H < 350 HB.

при H < 350 HB, где ,

Выбираем:

Так как, то, следовательно:

Для колеса

так как нереверсивная нагрузка.

Так как, то, следовательно:

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

Геометрические характеристики зацепления

Исходные данные:

Крутящий момент на колесе

Частота вращения колеса

Передаточное отношение

Расчетные допускаемые контактные напряжения

Проектный расчет конической прямозубой передачи

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса:

,

где — коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба; при консольном расположении шестерни ориентировочно принимают

— эмпирический коэффициент для прямозубых колес.

Принимаем.

При и по ГОСТ 12 289–76 имеем ширину колеса

2. Число зубьев шестерни

Где.

Угол вершине делительного конуса шестерни:

Принимаем зубьев.

3. Число зубьев колеса

4. Фактическое передаточное число

Относительная погрешность

Относительная погрешность должна составлять не более 4%.

5. Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колес:

Модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением

Диаметр внешней делительной окружности:

6. Внешнее конусное расстояние:

7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:

Коэффициент ширины зубчатого венца находится в рекомендуемых стандартом пределах:

8. Среднее конусное расстояние

9. Средний окружной и нормальный модули:

10. Средние делительные диаметры:

Шестерни

Колеса

Проверочный расчет прямозубой конической передачи

Проверочный расчет по контактным напряжениям

1. Условие прочности по контактным напряжениям для стальных колес:

Условие прочности:

Где — коэффициент концентрации нагрузки находится из таблицы в зависимости от расположения шестерни и твердости колес. При для роликоподшипниковых колес

— коэффициент динамичности. Определяется в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре.

Назначаем степень точности: 8.

Для прямозубых колес выбираем коэффициент, условно принимая точность на одну степень ниже фактической (9-ю степень точности).

для прямозубой передачи.

Эмпирический коэффициент

Значение контактных напряжений:

Недогрузка составляет:

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

1. Условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса:

Для шестерни:

Где — коэффициент концентрации нагрузки

,

где принимаем по таблице в зависимости от принятой схемы расположения колес.

Коэффициент динамичности

Коэффициент формы зуба и определяют по таблице при эквивалентном числе зубьев

4,07

Эмпирический коэффициент

Допускаемые напряжения:

Значения напряжений изгиба:

Колеса:

Шестерни:

2. Проверим зубья на прочность при пиковых перегрузках

Под пиковой перегрузкой понимается возникающий при пуске максимальный момент электродвигателя.

Проверяем на контактную прочность при пиковой перегрузке:

<

Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

Проверка изгибной прочности при перегрузке:

<

Геометрические характеристики зацепления

По ГОСТ 13 754–81 исходный контур имеет параметры:

1. Высота головки зуба:

2. Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно:

Внешняя высота ножки зуба:

3. Угол ножки зуба:

4. Угол головки зуба:

5. Угол конуса вершин:

6. Угол конуса впадин:

7. Внешний диаметр вершин зубьев:

8. Внешний диаметр впадин зубьев:

Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:

Расчет цепной передачи.

Мощность на малой звездочке:

Равномерная спокойная нагрузка.

1. Назначаем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа. при. Выбираем при

2. Число зубьев большой звездочки:

, принимаем нечетное число.

3. Уточняем передаточное число:

4. Назначаем шаг цепи по условию, где — наибольший рекомендуемый шаг цепи. Назначаем в зависимости от

Принимаем.

5. Определяем среднюю скорость цепи.

6. Рассчитаем окружное усилие:

7. Найдем разрушающую нагрузку цепи:

, где — коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки. При равномерной спокойной нагрузке.

Допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей:

— натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках, где — масса 1 м. длины цепи, принимаемая по ГОСТ 13 586–75. — средняя скорость цепи.

— натяжение цепи от провисания холостой ветви, где — коэффициент провисания, зависящий от угла наклона лини центров передач к горизонту и стрелы провисания цепи.

При горизонтальном расположении линии центров передач. — межосевое расстояние,.

Так как силы и малы по сравнению с силой, то ими можно пренебречь. Тогда:

По ГОСТ 10 947–64 выбираем цепь ПР-50,8−16 000, [1. с. 211] умеющую принятый шаг p = 50,8 и разрушающую нагрузку.

8. Проверяем давление в шарнирах цепи.

,

где — окружное усилие., А — проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость, мм2.

Для приводных роликовых цепей, где d — диаметр валика цепи. B — длина втулки шарнира цепи.

Для выбранной цепи ПР-50,8−16 000:

,

Допускаемое давление, где — допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытании типовых передач в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от частоты вращения и шага цепи.

У нас.

— коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и типовых условий испытаний цепей.

Где — Коэффициент динамической нагрузки, при равномерной спокойной нагрузке.

— коэффициент межосевого расстояния.

при.

— коэффициент наклона передачи к горизонту.

При

— коэффициент регулировки передачи. Предполагая, что регулировка передачи производиться не будет

— коэффициент смазки.

При периодической смазки цепи

Тогда, находится в рекомендуемых пределах.

Давление в шарнирах цепи:

Так как, оставляем цепь ПР-50,8−16 000.

9. Определяем межосевое расстояние передачи.

Межосевое расстояние выбираем в пределах.

Принимаем

10. Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи.

Принимаем звена.

11. Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие:

Где — число ударов цепи в секунду, — допускаемое число ударов в секунду, выбирается [2. c. 255] в зависимости от шага цепи. У нас:

— условие долговечности соблюдается.

12. Уточняем межосевое расстояние

12. Оценим возможность резонансных колебаний цепи:

Где — частота вращения тихоходного вала редуктора, — масса 1 м. длины цепи.

Тогда ,

Следовательно, резонансные колебания будут отсутствовать.

14. Определяем нагрузку на валы передачи.

С достаточной степенью точности можно полагать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет, при.

Имеем,

15. Диаметры делительных окружностей звездочек

Отсюда:

Звездочку на приводном валу () конического редуктора крепим шпонкой со скругленными концами:. Глубина паза на валу

Подбор муфт.

Исходные данные:

Муфта упругая, передаваемый момент, режим работы нереверсивный, равномерный, спокойный. Поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

1. Расчетный момент муфты.

Где — номинальный момент на муфте.

— коэффициент режима работы.

, где — коэффициент безопасности. — учитывает характер нагрузки.

При условии того, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

При спокойной равномерной нагрузке.

Тогда

По ГОСТ 20 884–93 примем упругую муфту с торообразной неразрезной оболочкой со следующими параметрами:

,, наружный диаметр муфты.

2. Определим силу, действующую со стороны муфты на вал.

Окружная сила на муфте:

Примем

3. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора.

Расчетный диаметр в месте посадки

, где ,

где с достаточной точностью можно пренебречь величиной, и тогда

Допускаемые напряжения

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой:

, что меньше посадочного диаметра муфты, следовательно, данная муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейшем диаметр вала под муфту принимается

Муфта на быстроходном валу редуктора крепится шпонкой со скругленными концами:. Глубина паза на валу

Расчет валов. [4. с. 259]

Исходные данные:

Проектный расчет быстроходного вала.

1. Ориентировочно назначаем длины участков вала:

Согласно расчетной схеме определяем реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

Тогда:

Где

Знак минус означает, что реакция в опоре «В» направлена в противоположную сторону.

Аналогично:

Условие равновесия проекций на ось «X»:

Следовательно:

2. Реакции опор в вертикальной плоскости:

Знак «минус» говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.

Условие равновесия проекций на ось «Y»:

Следовательно:

3. Радиальная нагрузка на опору «А»:

Радиальная нагрузка на опору «B»:

4. Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

— в горизонтальной плоскости для среднего сечения шестерни:

— под подшипником «В»:

— на муфте

— под подшипником «А»:

Проверка:

Следовательно, моменты найдены правильно.

5. Определяем диаметры вала по зависимости:

, где;

— эквивалентный момент; - суммарный изгибающий момент; - крутящий момент.

,

где — изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно.

Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать в зависимости от материала и диаметра. Принимаем

6. Определяем расчетный диаметр вала под шестерней.

Тогда:

Учитывая ослабление вала шпоночной канавкой, следует увеличить его диаметр на 10%:

Округляем полученный диаметр вала согласно ГОСТ 6636–69.

Диаметр вала

Проверяем возможность применения насадной шестерни:

Шестерня делается насадной при условии. У нас, , следовательно,. Условие соблюдается, значит, шестерню можно сделать насадной.

7. Расчетный диаметр вала под подшипником «В»:

Тогда:

Тогда:

с учетом ослабления вала шпоночной канавкой

8. Расчетный диаметр вала под подшипником «А»:

Тогда:

9. Диаметр вала под муфту:

Диаметр вала под муфту

Тогда имеем следующие диаметры вала:

Посадочный диаметр под муфту

Диаметр под подшипником, «А»:

Диаметр под подшипником, «В»:

Диаметр вала под шестерней

Проектный расчет тихоходного вала редуктора

Назначаем длины участков тихоходного вала:

Длина ступичной части вала при ширине вала Принимаем.

Тогда.

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

, следовательно, реакции опор определены верно.

2. Реакции опор в вертикальной плоскости.

Проверка:

Следовательно, реакции опор в вертикальной плоскости определены верно.

3. Определим изгибающие моменты характерных сечений вала колеса:

— Под подшипником «С» в горизонтальной и вертикальной плоскости:

— под колесом в вертикальной и горизонтальной плоскости

— момент на шкиве цепной передачи:

Проверка в вертикальной плоскости:

Проверка в горизонтальной плоскости:

Следовательно, изгибающие моменты определены правильно.

4. Определим диаметры в характерных сечений вала:

Расчетный диаметр под подшипником «С»

Принимаем

Такой же диаметр принимаем и под подшипником «D»

Определим расчетный диаметр вала под колесом:

Принимаем

Диаметр вала под шкивом цепной передачи:

Принимаем

Следовательно, имеем:

Диаметр вала под шкивом цепной передачи:

Диаметр вала под колесом

Диаметр вала вод подшипниками «С» и «D» ,

Расчет валов на выносливость [4 c. 274].

Быстроходный вал.

[5. с. 283]

Где:

— суммарный изгибающий момент

— крутящий момент

— осевая сила

— площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки

— моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.

Тогда:

Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:

,

где — коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

> 2 —

следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.

Тихоходный вал.

Где:

— суммарный изгибающий момент

— крутящий момент

— осевая сила

— площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки

— моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.

Тогда:

Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:

,

где — коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

> 2 — следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.

Расчет подшипников

Исходные данные:

Сила от муфты

Быстроходный вал.

Радиальные нагрузки на подшипники

Внешняя осевая нагрузка

Частота вращения быстроходного вала

Посадочный диаметр на муфту

Диаметр под подшипником, «А»:

Диаметр под подшипником, «В»:

Диаметр вала под шестерней

Расстояние между подшипниками

Требуемый ресурс подшипников

Режим работы — спокойная равномерная нагрузка

Температура подшипникового узла

График нагрузки:

Быстроходный вал

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Значение реакции от силы прибавляется к результирующей реакции в опоре «А»:

В опоре «В» от муфты:

Радиальная нагрузка от муфты в опоре «А»:

Радиальная нагрузка от муфты в опоре «В»:

1. 1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333–79, так как на них действуют радиальные и осевые нагрузки.

Для подшипника «А»:

Следовательно, [2 c. 266] назначаем подшипник «А» — роликоподшипник, с установкой в растяжку.

Аналогично для подшипника «В»:

Назначаем подшипник «В» — роликоподшипник, с установкой в растяжку.

2. Назначаем типоразмер подшипников.

Подшипник «А»:

Подшипник «В»

Исходя из этого, назначаем подшипники тяжелой серии диаметров: типоразмер 102 7309A

[4. с. 505], имеющий, , коэффициент осевой нагрузки, , динамическую грузоподъемность, статическую грузоподъемность ,

3. Определяем осевые составляющие нагрузок.

Для подшипника «В»

Для подшипника «А»

Следовательно [2. c267]:

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Где:

— продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от.

— требуемый срок службы подшипника.

Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора.

Тогда

При постоянной нагрузке, , где

Где: — кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.

У нас — при подвижном внутреннем кольце подшипника.

При равномерной нагрузке коэффициент безопасности.

Температурный коэффициент, при.

— радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке.

— коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18 855–82 в зависимости от отношения.

Для подшипника «В»:

Следовательно,

Для подшипника «А»

Следовательно,

Так как подшипник «В» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.

5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 102 7309A в опоре «В»:

при вероятности безотказной работы

Для роликовых подшипников

Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации

Тогда:

>, что удовлетворяет требованиям.

Следовательно для быстроходного вала оставим два подшипника 1 027 309А тяжелой серии.

Тихоходный вал

1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333–79, так как на них действуют радиальные и осевые нагрузки.

Для подшипника «С»:

Следовательно, [2 c. 266] назначаем подшипник «С» — роликоподшипник, с установкой враспор.

Аналогично для подшипника «D»:

Назначаем подшипник «В» — роликоподшипник, с установкой враспор.

2. Назначаем типоразмер подшипников.

Подшипник «C»:

Подшипник «D»

Исходя из этого, назначаем подшипники легкой серии диаметров: типоразмер 72 310А

[4. с. 504], имеющий, , коэффициент осевой нагрузки, , динамическую грузоподъемность, статическую грузоподъемность

3. Определяем осевые составляющие нагрузок.

Для подшипника «D»

Для подшипника «С»

Следовательно [2. c267]:

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Где:

— продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от.

— требуемый срок службы подшипника.

Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора.

Тогда

При постоянной нагрузке, , где

Где: — кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.

У нас — при подвижном внутреннем кольце подшипника.

При наличии цепной передачи, нагрузка не будет равномерной, следовательно.

Температурный коэффициент, при.

— радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке.

— коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18 855–82 в зависимости от отношения.

Для подшипника «D»:

Следовательно,

Для подшипника «А»

Следовательно,

Так как подшипник «D» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.

5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 1 027 308А в опоре «В»:

при вероятности безотказной работы

Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации

Тогда:

>, что удовлетворяет требованиям.

Следовательно, для тихоходного вала оставим два подшипника 7210А легкой серии.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой