Редуктор конічний

РефератДопомога в написанніДізнатися вартістьмоєї роботи

У ведучого валу визначити коефіцієнт запасу міцності у кількох перетинах недоцільно; досить вибрати одне перетин з найменшою коефіцієнтом запасу, саме перетин на місці посадки підшипника, найближчого до шестірні. У цьому вся небезпечному сечении діють максимально изгибающие моменти My і Ем-екс і крутний момент Т2 = Т1. Вибираємо спосіб змащування; зачеплення звичайною зубчастою пари… Читати ще >

Редуктор конічний (реферат, курсова, диплом, контрольна)

I. Кінематичний розрахунок і вибір электродвигателя.

М = 450 М · м, Wк = 6 рад/с.

Загальний КПД:

[pic].

Вал А: [pic][pic].

Р = М · W = 6 · 450 = 2700 (Вт).

Необхідна потужність электродвигателя:

[pic].

Вибираємо електродвигун із частотою обертання 1000 об./хв 4А112МА6У з параметрами Рдв = 3 кВ та ковзанням 4,7%.

Номінальна частота обертання: nдв = 1000 — 47 = 953 об/мин.

[pic].

Загальне передатне ставлення привода:

[pic].

Приватні передавальні числа можна взяти для редуктора Uр = 3,98, тоді для ланцюгової передачі [pic].

Частота обертання і кутові швидкості валів редуктора:

|Вал |Р (кВт) |W (рад/с) |n (об./хв) |М (М · м) | |У |3000 |99,7 |953 |30 | |З |2900 |25 |239 |120 | |А |2700 |6 |57,3 |450 |.

Вал У: n1 = nдв = 953 об/мин.

W1 = Wдв = 99,7 рад/сек.

Вал С:

[pic].

Вал А:

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

nк = 57,3 об/мин.

Wк = 6 рад/с.

Обертають моменти на валу шестерни:

[pic] на валу колеса:

Т2 = Т1 · U1 = 30 · 3,98 = 120 М · м = 120 · 103 М · мм.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

II. Розрахунок зубчастих коліс редуктора.

Для шестерні приймемо сталь 40Х поліпшену з твердістю НВ 270; для колеса сталь 40Х поліпшеною твердістю НВ 245.

Допускаемое контактні напряжения:

Тут прийнято для колеса? H lim b= 2HB+70=2· 245+70=560 MПа.

При тривалої експлуатації коефіцієнт довговічності КHL=1.

Коефіцієнт безпеки приймемо [SH]=1,15.

Коефіцієнт KH? при консольном розташуванні шестерні 1,35, коефіцієнт ширини віденця стосовно зовнішньому конусному відстані ?=0,285. [pic].

[pic].

Зовнішній ділильний діаметр колеса: у цій формулі для прямозубых передач Кd = 99; передатне число u=up=3,98.

Приймаємо по ГОСТ 1289–76 найближче стандартне значення de2=1000 мм.

Приймемо число зубів шестерні Z2=Z; U=25(3,98=99,5.

Приймемо Z2 = 100. Тогда.

Відхилення від заданого, що менше встановлених ГОСТ 12 289–76, 3%.

Зовнішній окружної модуль.

Уточнюємо значення: de2 = me (Z2 = 10 (100 = 1000 мм.

Кути ділильних конусов:

Ctg (1 = U = 3,98; (1 = 14 054|.

(2 = 900 — (1 = 900 — 14 054| = 75 046|.

Зовнішнє конусное відстань Re й довжину зуба b;

b = ?bReRe = 0,285 (515 = 146,7 мм.

Приймаємо b =147 мм.

Зовнішній ділильний діаметр шестерні de1 = me (Z1 = 10 (25 = 250 мм.

Середній ділильний діаметр шестерні d1 = 2(Re — 0,5b) (sin (= 2(515 — 0,5 (147) (sin 14 054| = 883 (0,2571 = 227 мм.

Зовнішні діаметри шестерні і колеса (за вершинами зубів) dae1 = de1 + 2me (co (1 = 250 + 2 (10 (co 14 054| = 264 мм dae2 = de2 + 2m (co (2 = 1000 + 2 (10 (co 75 046| = 1000 (20 (0,26 = 1020,26 мм.

Середній окружної модуль.

Коефіцієнт ширини шестерні за середнім диаметру.

Середня окружна швидкість колес:

Для перевірки контактних напруг визначаємо коефіцієнт нагрузки:

KH = KH? (KH? (KHU.

При ?bd = 0,6, консольном розташуванні коліс і твердості HB (350 коефіцієнт, враховує розподіл навантаження за довжиною зуба, КН? = 1,23.

Коефіцієнт, враховує розподіл навантаження між прямими зубами, КН? = 1,05.

Коефіцієнт враховує динамічну навантаження в зацеплении, для прямозубых коліс при U (5 м/с. КHU = 1,05.

КН = 1,23 · 1,0 · 1,05 = 1,3.

Перевіряємо контактне напряжение:

[pic].

[pic] | | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

Сили в зацеплении:

окружная.

радіальна для шестерні, рівна осьової для колеса,.

Fr1 = Fa2 = Ft · tg? · co ?1 = 263 · tg 20 · co 14 054| = 0,97 · 263 · 0,36 = 92 осьова для шестерні, рівна радіальної для колеса,.

Fa1 = Fr2 = Ft · tg? · sin ?1 = 263 · tg 20 · sin 14 054| = 263 · 0,36 · 0,24 = 23.

Перевірка зубів на витривалість по напругам изгиба:

Коефіцієнт навантаження КF = KF? · KFU.

При ?bd = 0,65, консольном розташуванні коліс, валах на рожковых підшипниках і твердості НВ (350 значення КF? = 1,38.

При твердості НВ (350, швидкості U = 4,35 м/с і сьомий ступеня точності КFU =1,45.

KF = 1,38 · 1,45 = 2.

Для шестерни.

Для колеса.

У цьому YF1 = 3,15.

Допускаемое напруга під час перевірки зубів на витривалість по напругам изгиба.

Для стали 40Х поліпшеною при твердості НВ < 350 ?0 F lim b = 1,8 НВ.

Для шестерні ?0 F lim b1 = 1,8 · 270 = 490 МПа; для колеса ?0 F lim b2 = 1,8 · 245 =440 МПа.

Коефіцієнт запасу міцності [SF] = [SF]|; [SF]| = 1,75; для поковок і штампувань [SF]|| = 1. Звідси [SF] = 1,75 · 1 = 1,75.

Допущені напруги при розрахунку зубів на выносливость:

для шестерни.

для колеса.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

Для шестерні отношение.

для колеса.

Перевіримо зуб колеса:

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

III. Попередній розрахунок валів редуктора.

Розрахунок редуктора виконаємо на крутіння по зниженим допускаемым напряжениям.

Крутящие моменти в поперечних перетинах валів: ведучого ТК1 = Т1 = 30 · 103 Н· мм; відомого ТК2 = ТК1 · U = 120 · 103 Н· мм.

Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця при допускаемом напрузі [?K] = 25 МПа.

Діаметр під подшипником приймаємо dn1 = 20 мм; діаметр під шестірнею dk1 = 28 мм.

Ведений вал:

Діаметр вихідного кінця валу db2 визначаємо при меншому [?k] = 20 МПа, ніж враховуємо вплив вигину від натягу цепи:

Приймаємо діаметр під підшипниками dn2 = 35 мм; під зубцюватим колесом dk2 = 40 мм.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

IV. Конструктивні розміри шестерні і колеса.

Довжина посадкового ділянки lcm? b = 147 мм; приймаємо lcm = 150 мм.

Колесо.

Конічне зубцювате колесо кованное.

Його розміри: dae2 = 1020,26 мм, b2 = 147.

Діаметр маточини dcm? 1,6 · dk1 = 1,6 · 40? 65 мм; довга маточини lcm = (1,2 год 1,5) · dk2 = (1,2 год 1,5) · 40 = 48 год 60; приймаємо lcm = 55 мм.

Товщина обода? про = (3 год 4) · m = (3 год 4) · 9 = 27 год 36; приймаємо ?про = 30 мм.

Товщина диска З = (0,1 год 0,17) · Re = (0,1 год 0,17) · 515 = 51,5 год 875,5; приймаємо З = 465 мм.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

V. Конструктивні розміри корпусу редуктора.

Товщина стінок корпуси та крышки.

? = 0,05 · Re + 1 = 0,05 · 515 + 1 = 26,7 мм; приймаємо? = 27 мм.

? = 0,04 · Re + 1 = 0,04 · 515 + 1 = 21,6 мм; приймаємо? = 22 мм.

Товщина фланців (поясів) корпуси та кришки: верхнього пояса корпуси та пояса кришки: b = 1,5 ·? = 1,5 · 27 = 40 мм; b1 = 1,5 · ?1 = 1,5 · 22 = 33 мм; нижнього пояса корпусу: p = 23,5 ·? = 2,.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

VI. Розрахунок параметрів ланцюгової передачи.

Вибираємо наведену роликовую однорядную ланцюг. Поводить момент на провідною звездочке:

Т3 = Т2 = 120 · 103 Н· мм;

Передатне число ланцюгової передачі Uц = 4,1.

Кількість зубів провідною зірочки Z4 = Z3 · Uц = 23 · 4,1 = 93,48; приймаємо Z4 = 93.

Тогда;

Відхилення що допустимо.

Розрахунковий коефіцієнт навантаження Кэ = 1,25.

Крок однорядной цепи:

При n2 = 239 об./хв. приймаємо середнє допускаемого тиску в шарнірах ланцюга [p] = 20 МПа. Тогда:

Приймаємо ланцюг з кроком t = 19,05 мм; Q = 31,8 кН, q = 1,9 кг/м; Аоп = 105 мм.

Швидкість цепи:

Окружна сила:

Перевіряємо тиск у шарнире:

уточнюємо допускаемое тиск [p] = 19 [1 + 0,01(21 — 17)]? 20 МПа: умова p? [p] выдержано.

ац = 50 · t = 50 · 19,05 = 952,5 мм = 0,9 м.

Сили які діють ланцюг: окружна Ftц = 1765 М від відцентрових сил FU = q · u2 = 1,9 · 1,72 = 5,5 H від провисання ланцюга при kf = 1,5; q =1,9 кг/м;

Ff = 9,81 · kf · q · aц = 9,81 · 1,5 · 1,9 · 0,9 = 25 Н.

Розрахункова навантаження валы:

Fb = Ftц + 2Ff = 1765 + 2 · 25 = 1815 H.

Діаметр провідною зірочки: делительной окружности:

[pic] зовнішньої окружности:

[pic] де d1 = 11,91 — діаметр ролика.

Перевіряємо коефіцієнт запасу ланцюга на розтягнення по формуле:

[pic].

Це набагато більше, ніж необхідний коефіцієнт запасу [P.S] = 8,4; отже, умова P. S? [P.S] выполнено.

Розміри провідною звездочки:

Втулка зірочки dcm3 = 1,6 · 30 = 48 мм; lcm3 = (1,2 год 1,5) 30 = 38 год 45 мм, приймаємо lcm3 = 40 мм.

Товщина диска зірочки 0,93 ВВН = 0,93 · 12,7 = 12 мм, де ВВН = 12,7 мм — відстань між пластинами внутрішнього звена.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

VII. Перший етап компонування редуктора.

Вибираємо спосіб змащування; зачеплення звичайною зубчастою пари — занурюватися зубчастого колеса в олію; для підшипників пластичний мастильний матеріал. Окреме змащення прийнято оскільки одне із підшипників ведучого валу видалено, і це утрудняє потрапляння олійних брызг.

Камери підшипників відокремлюємо від внутрішньої порожнини корпусу мазеудерживающими кольцами.

Намічаємо для валів роликоподшипники конічні однорядные легкої серії: | | | |.

VIII. Перевірка довговічності подшипников.

Ведучий вал.

Сили, які у зацеплении: Ft = 264 H, Fr1 = Fa2 = 92 H, Fa1 = Fr2 =23 H.

Перший етап компонування дав f1 = 162 мм с1 = 300 мм.

Реакція опор (ліву опору, сприймаючу зовнішню осьову силу Fa).

У площині XZ.

Rx2 · C1 = Ft · f1;

[pic].

Rx1 · C1 = Ft (c1 + f1);

[pic].

Перевірка: Rx2 — Rx1 + Ft = 142,56 — 406,56 + 264 = 0.

У площині YZ.

[pic];

[pic].

[pic];

Перевірка: Ry2 — Ry1 + Fr = 41 — 133 + 92 = 0.

Сумарні реакции:

[pic].

Осьові складові радіальних реакцій конічних подшипников:

S2 = 0,83 · e Pr2 = 0,83 · 0,36 · 150 = 45 H;

S1 = 0,83 · e Pr1 = 0,83 · 0,037 · 430 = 132 H; тут для підшипника 7204 параметр осьового навантаження e = 0,36, а 7207 е = 0,37.

Осьові навантаження підшипників. І тут S1 > S2, Fa > 0, тогда.

Pa1 = S1 = 132 (H); Pa2 = S1 + Fa = 132 +23 = 155 (H).

Розглянемо лівий подшипник.

Ставлення [pic], тож слід враховувати осьову нагрузку.

Еквівалентна нагрузка:

для заданих умов V = Kб = Кт =1; для конічних підшипників при.

[pic] коефіцієнт Х = 0,4 і коефіцієнт Y = 1,565.

Еквівалентна навантаження Рэ2 = (0,4 · 150 + 1,565 · 155) = 302,57 М = 0,3 кН.

Розрахункова довговічність (млн.об):

[pic].

Розрахункова довговічність (ч.).

[pic] де n = 974 об./хв — частота обертання ведучого вала.

Розглянемо правий подшипник.

Ставлення [pic], тому під час підрахунку еквівалентній навантаження осьові сили не учитывают.

РЭ1 = V · pr1 · Kб · Кт = 430 · 1 · 1 · 1 = 430 М = 0,4 кН.

Розрахункова довговічність, млн. об:

[pic].

Знайдена довговічність приемлема.

Ведений вал.

З попередніх розрахунків Ft = 264 H; Fr = 92 H; Fa = 23H.

Навантаження на вал від ланцюгової передачі Fb = 1815 H. Складові цієї навантаження Fbx = Fby = Fb · sin? = 1815 · sin 450 = 1815 · 0,7 = 1270.

Перший етап компонування дав f2 = 526 мм; С2 = 973 мм; l3 = 31 мм.

Реакції опор (праву опору, сприймаючу осьову силу Fa), позначимо четным індексом цифрою 4 і за визначенні осьового навантаження цей підшипник вважатимемо «вторым».

Подальший розрахунок аналогічний розрахунку ведучого вала.

Реакції у площині XZ:

Rx3 = 406,7 H Rx4 = 142,7 H.

Реакції у площині YZ (їхнього визначення слід знати ще середній діаметр колеса d2 = m · Z2 = 9,08 · 100 = 908 мм);

Ry3 = 131 H Ry4 = 39 H.

Позаяк у ролі опор відомого валу застосовані однакові підшипники легкої серії 7207, то довговічність визначили ще зовнішнього правого подшипника:

Ставлення [pic], тому осьові сили не учитываем.

Еквівалентна навантаження PЭ4 = VPr4 Kб · Кт = 150 · 1 · 1,2 · 1 = 180 М = 0,2 кН.

[pic].

Розрахункова довговічність, ч:

[pic] тут n = 239 об./хв — частота обертання відомого валу. Отримана довговічність більш необхідної. Підшипники 7207 приемлемы.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

IX. Другий етап компонування редуктора.

Взаємна розташування підшипників фіксуємо распорной втулкой і настановної гайкою М39 Ч 1,5 з запобіжної шайбою. Товщину стінки чопи призначають (0,1 год 0,15)dП: приймаємо її рівної 0,15 · 20 = 3 мм.

Підшипники розміщаємо у склянці, товщина стінки якого [pic].

Очеркиваем всю внутрішню стінку корпусу, зберігаючи величини проміжків, які у першому етапі компонування x = 10 мм, y2 = 20 мм.

Для фіксації зубцювате колесо упирається з одного боку в потовщення вала.

? 48 мм, з другого — в мазеудерживающее кільце; ділянку валу? 60 мм робимо коротше маточини колеса, щоб мазеудерживающее колесо? 35 мм впирав у торець колеса, а чи не в подушка валу; перехід валу від? 40 мм до? 35 мм зміщений на 2 — 3 мм всередину зубчастого колеса.

Наносимо товщину стінки корпусу? до = 27 мм визначаємо розміри основних елементів корпуса.

Визначаємо глибину гнізда під підшипник lт? 1,5 · Т2 = 1,5 · 18,25 = 27,3 мм, де Т2 — ширина підшипника 7207.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

Х. Перевірка міцності шпоночных соединений.

Тут обмежимося перевіркою міцності лише сполуки, передавального поводить момент від відомого валу до звездочке.

Діаметр валу тут db2 = 30 мм. Перетин й довжину шпонки b Ч h Ч l = = 8 Ч 7 Ч 28; глибина паза t1 = 4 мм по ГОСТ 23 360– — 78.

Момент на зірочці Т3 = 120 · 103 М · мм.

Напруга смятия:

[pic].

?див [pic] [?см].

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

XI. Уточнений розрахунок валов.

Матеріал валів — сталь СТ45 унормоване; ?b = 570 МПа.

Межі выносливости:

?-1 = 0,43 · ?b = 0,43 · 570 = 246 МПа.

?-1 = 0,58 · ?-1 = 0,58 · 246 = 142 МПа.

Концентрація напруг викликана напресовкой внутрішнього кільця підшипника на вал.

Изгибающие моменти у двох взаємно перпендикулярних плоскостях:

Мy = Rx2 · C1 = 142,56 · 300 = 43 · 103 H · мм.

Mx = Ry2 · C1 = 41 · 300 = 12 · 103 H · м.

Сумарний изгибающий момент:

[pic].

Момент опору сечения:

[pic].

Амплітуда нормальних напряжений:

[pic].

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напряжениям:

[pic].

Полярний момент сопротивления:

[pic].

Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напряжений:

[pic].

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напряжениям:

[pic] | | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

[pic]; коефіцієнт ?? = 0,1.

[pic].

Задля більшої міцності коефіцієнт запасу може бути незгірш від [P.S] = 1,5 год 1,7. Отримане значення P. S = 1,6 достаточно.

У відомого валу було б перевірити міцність в сечении під колесом dk2 = 40 мм під подшипником dП2 = 35 із боку зірочки через обидві ці перерізу передається поводить момент Т2 = 120 · 103 М · мм, але у сечении під колесом діє изгибающий момент:

[pic] а під подшипником Мu3 = Fb · l3 = 1815 · 31 = 56 · 103 H · мм.

Момент опору сечения:

[pic].

Амплітуда нормальних напряжений:

[pic].

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напряжениям:

[pic].

Полярний момент сопротивления:

[pic].

Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напряжений:

[pic].

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напряжениям:

[pic].

[pic].

I. Кінематичний розрахунок і вибір электродвигателя.

II. Розрахунок зубчастих коліс редуктора.

III. Попередній розрахунок валів редуктора.

IV. Конструктивні розміри шестерні і колеса.

V. Конструктивні розміри корпусу редуктора.

VI. Розрахунок параметрів ланцюгової передачи.

VII. Перший етап компонування редуктора.

VIII. Перевірка довговічності подшипников.

IX. Другий етап компонування редуктора.

Х. Перевірка міцності шпоночных соединений.

XI. Уточнений розрахунок валов.

Список використовуваної литературы.

| | |ЛИСТЯ | |ТМ-1201 |КП-ТМ-351-ПЗ | | | | | |.

Показати весь текст

Заповнити форму поточною роботою