Расчет редуктора

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

1. Кинематический и силовой расчет приводной установки

Выполнение проекта следует начинать с выбора электродвигателя, для чего надо определить требуемую для привода мощность.

Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

редуктор тихоходный нагрузка компоновка

где — мощность на ведомом валу привода (кВт)

— коэффициент полезного действия привода.

где — коэффициент полезного действия подшипников качения (одна пара)

— коэффициент полезного действия зубчатой цилиндрической передачи

— коэффициент полезного действия муфты

Тогда требуемую мощность электродвигателя

Частота вращения вала двигателя:

Где — передаточное число тихоходной ступени редуктора

— передаточное число быстроходной ступени редуктора

Частота вращения выходного вала:

Тогда

Принимаем двигатель 4А132S4У3 ,

Уточняем передаточные числа

Передаточное число тихоходной ступени:

;

Передаточное число быстроходной ступени:

Полученные величины входят в рекомендуемый диапазон передаточных чисел для зубчатой передачи.

Мощности, на каждом валу:

кВт

кВт

кВт

Частоты вращения валов:

Угловые скорости на валах:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

Результаты расчетов сводим в таблицу 1:

Таблица 1 — Параметры привода

N вала

(кВт)

(

(рад/с)

(Н*м)

1

5,49

1445

151,24

36,29

2

5,328

311,9

32,64

163,11

3

5,17

86,94

9,1

567,75

2. Проектный и проверочный расчет ступеней привода

2.1 Проектный и проверочный расчет тихоходной ступени

1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

При вращательном моменте на валу колеса принимаем вариант термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о. шестерни — улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса — улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни и колеса: 45, 45Х, 40ХН и др.

2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.

Средняя твердость Н зубьев:

Предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение:

МПа

МПа

Расчетный коэффициент (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение

Базовое число циклов напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов:

— число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса

По табл. 1П.8 [1] для среднего нормального режима нагружения

Определяем коэффициенты долговечности и.

Так как, то

Так как, то

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа

МПа

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчете прямозубой передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и.

В нашем случае =510.3 МПа.

3. Определение межосевого расстояния.

По табл. 1П. 11 [1] выбираем коэффициент. Для раздвоенной ступени несимметрично расположенных относительно опор при и принимаем расчетное значение и

Тогда коэффициент (предварительно):

=0,5•0,25 (3,587+1)=0,57.

По табл. 1П. 12 [1] при и для кривой II (редуктор двухступенчатый) в зависимости от принимаем коэффициент.

Приняв для косозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент, определим предварительно межосевое расстояние:

По табл. 1П. 14 [1] принимаем по ряду Ra40 ближайшее стандартное значение мм.

4. Определение модуля передачи.

Ориентировочно при и:

=мм

Принимаем стандартное значение мм.

5. Определение угла наклона зубьев, а также чисел зубьев шестерни и колеса.

Для раздвоенных косозубых ступеней угол наклона зубьев рекомендуется принимать. При этом угол наклона зубьев должен быть выбран таким образом, чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия т. е. :

Рассчитаем ширину венца колеса:.

Зададимся.

Число зубьев шестерни:

Принимаем.

При этом с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие:

Число зубьев колеса:

Принимаем.

Принимаем окончательное значение угла:

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

Проверка: 0,5 () =

0,5 (65,88+235,29)=150 мм

Примем коэффициент зуба головки =1 и коэффициент радиального зазора =0,25. Тогда диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

=65,88+2•2 =69. 88 мм

=235,29+2•2•1=239,29 мм

=65,88−2•2 (1+0,25)=60,88 мм

=235,29−2•2 (1+0,25)=230,29 мм

Ширина венца колеса

мм

Ширина венца шестерни мм = 37,5+7,5=45 мм.

Рабочая ширина венца зубчатой передачи:

Уточняем коэффициент:

Что меньше

Таблица 2 — Основные параметры зубчатой передачи

Параметры

Шестерня

Колесо

Делительный диаметр, мм

65,88

235,59

Диаметр окружности вершин зубьев, мм

69,88

239,29

Диаметр окружности впадин зубьев, мм

60,88

230,29

Ширина венца, мм

45

37,5

Проверочный расчет.

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.

Диаметр заготовки шестерни

мм = 69,88+6=75,88 мм.

Условие пригодности заготовки шестерни.

— см. табл 1П.7 [1]. Для стали 45 при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 НВ, что больше =75,88 мм.

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 45.

Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса и толщину заготовки обода

мм.

мм

Наибольшую из величин и сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 45) по табл. 1П.7 [1] при т.о. улучшение для твердости поверхности 235…262 НВ с мм. Условие 80 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 45.

9. Определение степени точности.

Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из двух формул

или

Тогда

По табл. 1П. 15 [1] исходя из м/с для косозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости.

Принимаем коэффициент для 9-ой степени точности. Коэффициент, т.к..

МПа

МПа.

Принимаем =510,3 МПа.

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении.

Окружная сила на делительном цилиндре

При этом для шестерни и колеса

Радиальная сила

Осевая сила

Н

12. Определение коэффициента нагрузки.

При расчете на сопротивление контактной усталости

.

Коэффициент =1,13 — для косозубых передач.

По табл. 1П. 17 [1] коэффициент (зубья косые) при и.

По табл. 1П. 18 [1] коэффициент 3 (при m=2 и степенью точн. 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости.

Для стальных зубчатых колес коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев:.

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, в полюсе зацепления:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

При, то

Расчетное значение контактного напряжения

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

=388,8 МПа< []=510.3 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 [1] для термообработки улучшение предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса:

МПа

МПа

Для шестерни и колеса при и.

По табл. 1П.8 [1] для номера типового нагружения 3 (средний нормальный) коэффициент: для шестерни и колеса при.

Для стальных зубчатых колес базовое число циклов напряжений:

.

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы часов:

, — число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса.

Определяем коэффициенты долговечности и.

Для шестерни при принимаем

Для колеса при принимаем

Для шестерни и колеса примем =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

15. Определение коэффициента нагрузки.

Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент (см табл. 1П. 16 [1]).

Коэффициент (см табл 1П. 12 [1]).

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи:

для косозубой передачи.

По табл. 1П. 18 [1] коэффициент (при m=2 и степенью точн. 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

16. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Примем

Тогда расчетное напряжение изгиба:

МПа

МПа

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при контактной перегрузке).

На основании табл. 1П.9 [1] находим максимальное контактное напряжение при перегрузке:

а) для шестерни (т.о. улучшение)

МПа;

б) для колеса (т.о. улучшение)

Где см. табл. 1П.7 [1].

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину

Тогда для рассчитываемой ступени:

18. Проверочный расчет передачи на изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Ранее мы получили МПа,.

Тогда для рассчитываемой ступени:

2.2 Проектный и проверочный расчет быстроходной ступени

1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

При вращательном моменте на валу колеса принимаем вариант термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о. шестерни — улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса — улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни и колеса: 45, 45Х, 40ХН и др.

2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.

Средняя твердость Н зубьев:

Предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение:

МПа

МПа

Расчетный коэффициент (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение

Базовое число циклов напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов:

— число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса

По табл. 1П.8 [1] для среднего нормального режима нагружения

Определяем коэффициенты долговечности и.

Так как, то

Так как, то

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа

МПа

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчете прямозубой передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и.

В нашем случае =450 МПа.

3. Определение межосевого расстояния.

По табл. 1П. 11 [1] выбираем коэффициент. Для ступени симметрично расположенных относительно опор при и принимаем расчетное значение и

Тогда коэффициент (предварительно):

=0,5•0,4 (4,63+1)=1,126.

По табл. 1П. 12 [1] при и для кривой VI (редуктор двухступенчатый) в зависимости от принимаем коэффициент.

Приняв для косозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент, определим предварительно межосевое расстояние:

По табл. 1П. 14 [1] принимаем по ряду Ra40 ближайшее стандартное значение мм.

4. Определение модуля передачи.

Ориентировочно при и:

=мм

Принимаем стандартное значение мм.

5. Определение угла наклона зубьев, а также чисел зубьев шестерни и колеса.

Для косозубых ступеней угол наклона зубьев рекомендуется принимать. При этом угол наклона зубьев должен быть выбран таким образом, чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия т. е. :

Рассчитаем ширину венца колеса:.

Для косозубой нераздвоенной ступени примем. Тогда

Число зубьев шестерни:

Принимаем.

При этом с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие:

Число зубьев колеса:

Принимаем.

Принимаем окончательное значение угла:

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

Проверка: 0,5 () =

0,5 (39+180. 97)=110 мм

Примем коэффициент зуба головки =1 и коэффициент радиального зазора =0,25. Тогда диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

=39+2•1. 75 =42.5 мм

=180. 97+2•1. 75•1=184. 47 мм

=39−2•1. 75 (1+0,25)=34. 625 мм

=180. 97−2•1. 75 (1+0,25)=176. 595 мм

Ширина венца колеса

мм

Ширина венца шестерни мм = 44+6=50 мм.

Рабочая ширина венца зубчатой передачи:

Уточняем коэффициент:

Что меньше

Таблица 3 — Основные параметры зубчатой передачи

Параметры

Шестерня

Колесо

Делительный диаметр, мм

39

180. 97

Диаметр окружности вершин зубьев, мм

42. 5

184. 47

Диаметр окружности впадин зубьев, мм

34. 625

176 595

Ширина венца, мм

50

44

Проверочный расчет.

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.

Диаметр заготовки шестерни

мм = 42. 5+6=48.5 мм.

Условие пригодности заготовки шестерни.

— см. табл 1П.7 [1]. Для стали 45 при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 НВ, что больше =48.5 мм.

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 45.

Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса и толщину заготовки обода

мм.

мм

Наибольшую из величин и сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 45) по табл. 1П.7 [1] при т.о. улучшение для твердости поверхности 235…262 НВ с мм. Условие 80 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 45.

9. Определение степени точности.

Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из двух формул

Тогда

По табл. 1П. 15 [1] исходя из м/с для косозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости.

Принимаем коэффициент для 9-ой степени точности.

Коэффициент, т.к..

МПа

МПа.

Принимаем =450 МПа.

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении.

Окружная сила на делительном цилиндре

При этом для шестерни и колеса

Радиальная сила

Осевая сила

H

12. Определение коэффициента нагрузки.

При расчете на сопротивление контактной усталости

.

Коэффициент =1,13 — для косозубых передач.

По табл. 1П. 17 [1] коэффициент (зубья косые) при и.

По табл. 1П. 18 [1] коэффициент 3 (при m=1,75 и степенью точности 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости.

Для стальных зубчатых колес коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев:

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, в полюсе зацепления:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий/

При, то

Расчетное значение контактного напряжения

Сопротивление контактной усталости не обеспечивается, так как не выполняется условие:

=511,68 МПа[]=450 МПа.

Увеличим ширину венца колеса, приняв новое значение по формуле:

Необходимо уточнить следующие параметры:

[]=450 МПа на 2,4%, что допустимо.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 [1] для термообработки улучшение предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса:

МПа

МПа

Для шестерни и колеса при и.

По табл. 1П.8 [1] для номера типового нагружения 3 (средний нормальный) коэффициент: для шестерни и колеса при.

Для стальных зубчатых колес базовое число циклов напряжений:

.

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы часов:

, — число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса.

Определяем коэффициенты долговечности и.

Для шестерни при принимаем

Для колеса при принимаем

Для шестерни и колеса примем =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

15. Определение коэффициента нагрузки.

Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент (см табл. 1П. 16 [1]).

Коэффициент (см табл 1П. 12 [1]).

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи: для косозубой передачи.

По табл. 1П. 18 [1] коэффициент (при m=2 и степенью точн. 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

16. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Примем

Тогда расчетное напряжение изгиба:

МПа

МПа

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при контактной перегрузке).

На основании табл. 1П.9 [1] находим максимальное контактное напряжение при перегрузке:

а) для шестерни (т.о. улучшение)

МПа;

б) для колеса (т.о. улучшение)

Где см. табл. 1П.7 [1].

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину

Тогда для рассчитываемой ступени:

18. Проверочный расчет передачи на изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Ранее мы получили МПа,.

Тогда для рассчитываемой ступени:

.

3. Расчет валов

Для построения компоновочной схемы необходимо определить некоторые размеры валов.

Определяем диаметры валов редуктора

,

где — допускаемое напряжение на кручение (для валов из стали 45 МПа).

мм;

мм.

мм.

Расчетные значения каждого вала округляем до ближайшего стандартного значения ГОСТ 12 080–66 и получаем d1 = 22 мм, d2 = 36 мм, d3 = 50 мм.

Диаметр входного конца соединяемый с электродвигателем через муфту примем по соотношению:.

Примем d1 = 32 мм

Диаметры остальных участков валов назначают из конструктивных соображений.

Для быстроходного вала: диаметр входного вала d1 = 32 мм; диаметр вала под уплотнением мм.; диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под шестерней мм.

Для промежуточного вала: диаметр выходного конца вала мм; диаметр вала под уплотнением мм; диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под колесом и шестернями мм

Для тихоходного вала: диаметр выходного конца вала мм; диаметр вала под уплотнением мм; диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под колесом мм.

Предварительно намечаем для валов редуктора роликовые конические однорядные подшипники средней серии по ТУ 37. 006. 162−89:

1. 7208:; грузоподъемность динамическая =46. 5; статическая =32,5; б=11…16.

2. 7209:; грузоподъемность динамическая =50; статическая =33; б=11…16.

3. 7212:; грузоподъемность динамическая =78; статическая =58; б=11…16.

4. Эскизная компоновка

Размеры, необходимые для выполнения компоновки

Наименование

Размеры, мм

Толщина стенки основания корпуса

Толщина стенки крышки корпуса

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

— до боковой поверхности вращающейся части

— до боковой поверхности подшипника качения

д = 9 мм

мм

Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на:

— одном валу

— на разных валах

мм

Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени (min)

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

— до внутренней поверхности стенки редуктора

— до внутренней нижней поверхности стенки корпуса

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора

Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром по табл. 5.1.1 [2] k=33

Толщина фланца боковой крышки (табл. 11.1.1 [2])

Высота головки болта

Толщина фланца втулки

Толщина стакана (табл. 11. 11.1 [2])

Длина цилиндрической части крышки

Расстояние между боковыми поверхностями подшипников, монтируемых парами

Литература

1. Санюкевич С. В. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие — 2-е изд. испр. и доп. -Брест: БГТУ, 2004.

2. Курмаз Л. В., Скойбеда А. Т. Детали машин. Проектирование. Мн.: УП «Технопринт», 2001.

3. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1998.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой