Реферат: Расчет одноступенчатого редуктора

Техническое задание

Исходные данные:

Т = 18 Н*м

( = 56 рад/с d = 0.55 м

схема 1
1. Электродвигатель
2. Упругая муфта
3. Редуктор с прямозубой конической передачей
4. Открытая коническая передача
5. Картофеле-очистительная машина

Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.

Назначение и сравнительная характеристика привода

Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремённую. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы подшипники и т.д.

Зубчатые передачи
Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями.

Преимущества зубчатых передач
1. Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2(4, косозубой цилиндрической U=4(6, для конической U=2(3)
2. Высокая нагрузочная способность
3. Высокий КПД (0.96(0.99)
4. Малые габариты
5. Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании
6. Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры

Недостатки зубчатых передач
1. Невозможность без ступенчатого изменения скорости.
2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
3. Шум при больших скоростях.
4. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок.
5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях.
6. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев.
7. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок
Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
1.1 Определяем требуемую мощность двигателя

N=N*( (Вт) Т=Твых=Т3

N=56*18=1008 Bт
1.2 Определяем КПД

(=(р*(оп*пк р-редуктора

(=0,97*0,96*0,9[pic]=0,679 оп-открытой передачи

пк-подшипников качения
1.3 Определяем мощность двигателя

[pic]
1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия

Nн ( Nдв Nн=1.5 кВт 4А80А2У3 Nн=1.5 кВт nс=3000

Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей
(таблица 1) таблица 1
| N( | Типоразмер | nc, об/мин |
| 1 | 4А80А2У3 | 3000 |
| 2 | 4А80В493 | 1500 |
| 3 | 4A90L693 | 1000 |
| 4 | 4A100L893 | 750 |

1.5 Определяем передаточное отношение двигателя

[pic] , где nдв - синхронная частота вращения,
Об/мин; nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1),
Об/мин

[pic] [pic]

[pic] [pic]
1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи u = 2(3
1.7 Определяем передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2(3

[pic], где U - передаточное отношение двигателя

Uоп - передаточное отношение открытой передачи

Uр - передаточное отношение редуктора
[pic] [pic]
Остановим свой выбор двигателе N(1, и примем следующие передаточные отношения: uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2
Эскиз двигателя в приложении 1.
1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов. [pic]

[pic]
1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

[pic]
Проверка: Nдв=Тдв*(дв

Nдв=4,73*313,6=1483 Вт
Двигатель 4А80А2У3
1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, (3 с учётом выбранного двигателя
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
Проверка Nдв=Тдв*(дв

Nдв=4.19*56=1500 Вт
В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений
1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма n1 = nc = 3000 об/мин
[pic]
Данные расчётов сведём в таблицу: таблица 2
| |Тi, Н*м |(i, рад/с |ni, об/мин |
|Вал А |4.78 |314 |3000 |
|Вал В |9.08 |157 |1071 |
|Вал С |24 |56 |535 |

2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.
2.1 Выбираем материал

Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45;
Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок ((0(=122 МПа, допускаемое контактное напряжение (((=550 МПа

-

рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами
2.2 Определяем внешний делительный диаметр (см. Рис.1) коэффициент КН(=1,2 коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (ВRE=0,285

[pic] (1(, где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2); de2 - внешний делительный диаметр, мм;

(((к - допускаемое контактное напряжение, МПа; up - передаточное отношение редуктора;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2=100мм
2.3 Принимаем число зубьев на шестерне

Z1=22
2.4 Определяем число зубьев на колесе

Z2=uр*Z1=2,8*22=62 (1(
Определяем геометрические параметры зубчатой передачи
2.5 Внешний окружной модуль

[pic] (1(
2.6 Угол делительного конуса для (см. Рис.1): шестерни [pic] колеса [pic]

2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)

[pic]
2.8 Определяем внешнее конусное расстояние (см. Рис.1)

[pic] (1(
2.9 Определяем среднее конусное расстояние (см. Рис.1)

[pic], где b - длина зуба
2.10 Определяем средний окружной модуль

[pic]
2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1) d=m*Z (1( d1=1.3*22=28.6 мм d2=1.3*62=80.6 мм
2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное колеса

[pic] шестерни

[pic], где Т - крутящий момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр радиальное [pic] [pic], где Р
- окружное усилие, ( - угол делительного конуса, ( = 20(

Проверка коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

[pic] (1( средняя окружная скорость колеса

[pic] (1( степень точности n=7
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок

[pic] (1(, где КН( - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
КН( - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс

[pic] (1(

Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
[pic]

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

[pic] (1( , где коэффициент нагрузок

[pic], где КF( - коэффициент концентрации нагрузки;
КFV - коэффициент динамичности
Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни

[pic] для колеса

[pic]
При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6
Для шестерни отношение

[pic] для колеса

[pic]
Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса

[pic]

3. Разработка эскизной компоновки.
3.1 Предварительный расчёт валов редуктора.

Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведущего Тк1=Т1=9000 Нм ведомого Тк2=Т2=24000 Нм
Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении ((к(=25 МПа

[pic] (1( диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20 мм.
Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении
((к(=25 МПа

[pic] диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25 мм.
3.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).
Длина посадочного участка lст(b=20 мм
Колесо его размеры dае2=101.1 мм; b=20 мм диаметр ступицы dст
(1.6*dк2=1.6*25=40 мм; длина ступицы lст = (1.2(1.5)* dк2=1.5*25=37.5 мм lст = 35 мм толщина обода

(0
=(3(4)*m=1.3*(3(4)=5 мм рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1(0,17)*Rе=7 мм колесо
3.3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора толщина стенок корпуса и крышки
( = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем ( = 5 мм
(1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем (1 = 5 мм толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки b=1,5*(=1,5*5=7,5 мм b1=1,5*(1=1,5*5=7,5 мм нижнего пояса крышки р=2,35*(=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм
Диаметры болтов: фундаментальных d1=0,055*R1+12=12,3 мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М12 болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7(0,5)* d1 d1=(0,7(0,5)*12,3=8,6(6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8 болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7(0,5)* d1 d3=6(7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6
3.4 Компоновка редуктора

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под (1 = 20( осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 53 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо.
Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.

Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников

|Условное | d | D | B | C | Co |
|обозначение |мм |мм |мм |кН |кН |
|подшипника | | | | | |
|7203 |17 |40 |12 |14.0 |9.0 |
|7204 |20 |47 |14 |21.0 |13.0 |

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5 мм (2(, где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

Замером определяем расстояния a1=30 мм ; a2=48 мм ; a3=33 мм ; a4=64 мм

4. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал

Расчётная схема

a1=30 мм а2=48 мм

Рr1=203.5 Н

Pa1=74
Н

P=1678.3 Н

Определение реакций опор в вертикальной плоскости

[pic]

[pic]

[pic]

[pic] рис. 3 Расчётная схема ведущего вала.

[pic]
Проверка:

[pic]

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости

[pic]

[pic]
Проверка:

[pic]
Определение эквивалентных нагрузок

[pic] (3( , где X,Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно;
Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;
Fr - радиальная нагрузка, Н;
КБ - коэффициент безопасности;
Кт - температурный коэффициент

[pic], где Нi, Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н

[pic]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

[pic] (1( здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0.31
В нашем случае S1(S2; Fa(0, тогда Pa1=S1=706.2 H

Pa2=S1+Pa=271+74=345 H
[pic]

X=0.4 Y=1.97

[pic]

Расчётная долговечность, млн. об.

[pic]

Расчётная долговечность, ч

[pic], где n = 1500 частота вращения ведущего вала.

Расчёт ведомого вала

[pic]

Определение реакций опор в вертикальной плоскости

[pic]

[pic]

[pic]

[pic] рис. 4 Расчётная схема ведомого вала.
[pic]
[pic]
[pic]
Проверка:

[pic]

[pic] [pic]

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.

[pic]

[pic]

[pic]
[pic] [pic]
[pic]
Проверка:

[pic]

[pic]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

[pic]
В нашем случае S1(S2; Fa(0, тогда Pa1=S1=63 H

Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники
7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника.
[pic], по этому осевую нагрузку следует учитывать.

Эквивалентная нагрузка

Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН

Расчётная долговечность, млн. об.

[pic] (1(

Расчётная долговечность, ч здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала

[pic]

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

5. Уточнённый расчёт валов.

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему
5.1 Выбор материала вала
Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивления (b=500 МПа
5.2 Определение изгибающих моментов
Ведущий вал

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz = Т2.
Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал. a1=14 мм; а2=48 мм

Рr=203,5 Н;

Ра=74 Н ;

Р=1678,3 Н

Vа=308,5 Н;

Vв=105 Н;

Hа=2727,2 Н;

Hв=1048,9 Н;

Ma=10,582 Н*м

Построение эпюры Мy (рис. 5)

0(y(a1 My=-Pa*x+Ma; y=0 My=Ma y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50,468 Н*м

0(y(a2 My=-Vв*y=-50,468 Н*м

Построение эпюры Мx (рис. 5)

0(x(a1 Mx=-P*x

0(x(a2 Mx=-Hв*x x=0 Mx=0 x=a1 Mx=- P*a1=-50,349 Н*м x=0 Mx=0 рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50,349 Н*м
Ведомый вал а3=33 мм; а4=64 мм

Рr=74 Н;

Ра=203,5 Н;

Р=595,5 Н

Vа=133,4 Н;

Vв=-59,4 Н;

Hа=393,9 Н;

Hв=202 Н;

Ma=82,0105 Н*м

Построение эпюры Мy (рис. 6)

0(y(a3 My=Vв*y y=0 My=0 y=a3 My=Va*a3=44,022 Н*м

0(y(a4 My=Vв*y y=0 My=0 y=a4 My=Va*a4=-38,016 Н*м

Построение эпюры Мx (рис. 6)

0(x(a3 Mx=-Ha*x x=0 Mx=0 x=a3 Mx=- Ha*a3=-129,657 Н*м

0(x(a4 Mx=-Hв*x x=0 Mx=0 рис. 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- Hв*a4=-129,657 Н*м
5.3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении
[pic]
5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения
[pic](1(
5.5 Амплитуда нормальных напряжений
[pic] (1(
5.6 Определение полярного момента сопротивления
[pic]
5.7 Определение амплитуды касательного напряжения
[pic]
5.9 Определение коэффициентов запасов прочности

1 по нормальному напряжению

[pic],где (v - амплитуда нормальных напряжений; К( - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; (( - масштабный фактор для нормальных напряжений; ( - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности ( = 0.97(0.9

2 по касательному напряжению

[pic], где (-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; k( - коэффициент концентрации напряжений; (( - масштабный фактор; ( - амплитуда касательных напряжений, МПа; ( - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; (( - коэффициент асимметрии цикла; (m - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.
5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности

[pic]

6. Выбор типа крепления вала на колесе.

Расчёт соединений.
6.1 Выбор материала

В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие (((см=70(100
МПа, допускаемое напряжение на срез (((ср=0,6*(((см=42 МПа
6.2 Геометрические размеры шпонки

b=5 мм;

h=5 мм; t1=3.0 мм;

t2=2.3 мм; lш=lст2-
(5(10)=28 мм, где lст2 - длина ступицы, мм lш - длина шпонки, мм шпонка 5(5(28 ГОСТ 23360-78
6.3 Проверка шпонки на смятие

[pic], где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м
(таблица 2); dк - диаметр вала под колесо, мм; h - высота шпонки, мм; b - ширина шпонки, мм; lш - длина шпонки, мм

[pic] возьмём с закруглёнными концами lp=28-5=23 мм берём 20 мм
6.4 Проверка шпонки на срез
[pic]

7. Выбор и анализ посадок
1 Выбираем посадки

Примем посадки согласно таблице 4 таблица 4
|Зубчатое колесо на вал |[pic] |
|Распорная втулка на вал |[pic] |
|Торцевые крышки на ПК |[pic] |
|Внутренние кольца ПК на валы |[pic] |
|Наружные кольца ПК в корпусе |[pic] |
|Уплотнения на валы |[pic] |

Выполним анализ посадки Н7/m6
7.2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе
D=25 (Н7) ES=+21 мкм

EI=0 мкм
7.3 Определение предельных отклонений вала d=25 (m6) es=+21 мкм ei=+8 мкм
7.4 Определение max значения натяга

Nmax=es-EI=21-0=21 мкм
7.5 Определение max значения зазора
Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм
7.6 Определение допусков

7.6.1. на отверстие

ТD=ES=EI=21-0=21 мкм

7.6.2 на вал

Тd=es-ei=21-8=13 мкм
7.7 Определение предельных размеров

Dmax=D+ES=25+0.021=25.021 мм

Dmin=D+EI=15 мм dmax=d+es=25+0.021=25.021 мм dmin=d+ei=25+0.008=25.008 мм
7.8 Построим схему допусков

8. Выбор муфт. Выбор уплотнений.
1 Выбор муфты

Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью

1 Вращающий момент на валу электродвигателя

[pic]
2 При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4
3 Расчётный вращающий момент

[pic]
8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5) таблица 5
| d, | D, |L, мм | D1, | z | dп, | lп,| lв,|(Мрас(| (,. |
| |мм | |мм | |мм | | |Н*м |рад/с |
|мм | | | | | |мм |мм | | |
| 13 | 90 | 84 | 58 | 4 | 10 | 19 | 15 | 31.4 | 660 |


8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб

[pic]
8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие

[pic]
Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности
2 Выбор уплотнений

Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов.

Ведущий вал

[pic], где ( - угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм

Так как (1

©2007—2016 Пуск!by | По вопросам сотрудничества обращайтесь в contextus@mail.ru