Расчетно-графическая работа - Расчет одноступенчатого редуктора - файл n1.docx

приобрести
Расчетно-графическая работа - Расчет одноступенчатого редуктора
скачать (730.9 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.docx731kb.01.06.2012 11:23скачать

n1.docx



Исходные данные:

- кинематическая схема редуктора;



- вращающий момент Твых=130 в Нм;

- частота вращения ведомого вала n2=310в об/мин;

- время работы передачи (ресурс) Lh=10000 в часах;

- количество зубьев для открытой передачи z3=27
1. Расчёт силовых и кинематических параметров привода.

1.1. Определение требуемой мощности электродвигателя.

Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных. Определим мощность на тихоходном валу:

Вт, где

- КПД привода, в общем случае равный произведению частных КПД ступеней редуктора:

, где

- КПД подшипников;

- КПД зубчатой передачи; [4,табл.1.1]



кВт;
1.2. Определение частоты вращения вала электродвигателя.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле:

, где

iпередаточное отношение привода

В дальнейших расчётах вместо передаточного отношения применяют передаточное число , где

Z1 – число зубьев шестерни (Z2 > Z1),

Z2 – число зубьев колеса.

Руководствуясь рекомендациями по выбору значений передаточных чисел в соответствии с заданным типом передачи в редукторе определяют возможный диапазон частот вращения вала электродвигателя.

,

umin = 2

umax = 5

nЭ.Дmin. = мин-1;

nЭ.Дmax. = мин-1;

По рассчитанной мощности РР и диапазону nЭ.Д. выбирают электродвигатель таким образом, чтобы его номинальная мощность Рном РР, а номинальная частота nном вращения вала была самой близкой (из возможных вариантов) к большему значению диапазона nЭ.Д. в этом случае размеры и стоимость электродвигателя будут наименьшими.

Электродвигатель –4АМ100L4У3

Рном = 4.0 кВт

nдв = 1430 мин-1;

По выбранному электродвигателю определяют расчётное передаточное число зубчатой передачи редуктора:


2. Расчёты зубчатых передач.

2.1. Выбор материалов зубчатых передач и вид термообработки.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 рекомендуют назначать больше твёрдости НВ2 колеса не менее чем на (10…15) НВ.

Для шестерни:

Марка стали

Dпред, мм

Sпред, мм

Т/О

Твердость

?В

?Т

?-1

40Х

125

80

У

269...302 НВ

900

750

400


Для колеса:

Марка стали

Dпред, мм

Sпред, мм

Т/О

Твердость

?В

?Т

?-1

40Х

200

135

У

235...262 НВ

790

640

375

HB

HB

При этом HBср1 - HBср2 =286-249= 37ед., следовательно, обеспечивается приработка зубьев Z1 и Z2.
2.2. Расчет допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле:

МПа

где ?Нlim1,2 - определяют по эмпирическим зависимостям.

МПа[4, табл. 2.2]

SН1,2 - коэффициент безопасности, рекомендуют назначать SН=1,1[4,табл. 2.2] при нормализации, термоулучшении или объемной закалке зубьев (при однородной структуре материала по всему объему).

ZN - коэффициент долговечности.



Если NH1,2 ? nHG1,2 то следует принимать ZH1,2 = 1

При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений NH1,2 = 60сп1,2t,

где с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с=1)[4,стр20];

п1,2 - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;

t - время работы передачи (ресурс) в часах; t = L

Режим работы передачи с переменной нагрузкой при расчете допускаемых контактных напряжений заменяют некоторым постоянным режимом, эквивалентным по усталостному воздействию. При этом в формулах расчетное число циклов NН нагружений заменяют эквивалентным числом циклов NHE до разрушения при расчетном контактном нагружении

Базовое число циклов NHG перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости ?Нlim, определяют по эмпирическим зависимостям.



Расчет для шестерни:

МПа





по условию

МПа

Расчет для колеса:

МПа





по условию

МПа

Из двух значений (для зубьев шестерни и колеса) допускаемого контактного напряжения в дальнейшем за расчетное принимают для прямозубых цилиндрических передач - меньшее из двух значений допускаемых напряжений [?Н]1 и [?Н]2; МПа

Допускаемое напряжение изгиба рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле:



где ?Flim1,2 - определяют по эмпирическим зависимостям.

МПа[4, табл. 2.2]

SF - коэффициент безопасности, рекомендуют SF= 1,75

YA -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке YA =1

YN - коэффициент долговечности



При NFЕ1,2 ? NFG следует принимать YN,1,2 = 1. Рекомендуют принимать для всех сталей NFG = 4·106. При постоянном режиме нагружения передачи



Расчет для шестерни:

МПа



по условию

МПа

Расчет для колеса:

МПа



по условию

МПа

2.3. Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

При проектном расчёте прежде всего определяют главный параметр цилиндрической передачи - межосевое расстояние awр, в мм.

мм

При необходимости определяют (или уточняют) величину вращающего момента на колесе передачи Т2 в Н·мм.

Н·мм

Принимаем [4,табл. 2.4], тогда . Из этого следует, что [4,рис.2.3].

Если в передаче используется для изготовления колёс один материал (например, сталь с Е =2.1·105 МПа или чугун с Е =0.9·105 МПа), тогда Епр =Е, МПа. Епр =2.1·105 МПа.

Подставив значения в формулу межосевого расстояния, получим мм

Округляем его до ближайшего значения ряда Ra20. мм

2.4. Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи

Определяют модуль зацепления из соотношения m = (0.01...0.02)·aw.

Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют принимать m> 1.5 мм.

mmin=0.01aw=1.1 мм; mmax=0.02aw=2.2 мм. Принимаем m=2 мм.

Далее определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса для прямозубых колёс:

z?=z1+z2=2aw/m=2·110/2=110 зубьев.

Число зубьев шестерни определяют из соотношения: zl=z?/(u+l)=110/(4.613+1)=19.6, округляем zl =20 зуб. Рассчитывают число зубьев колеса передачи z2 = z? - z1. z2 =90 зубьев.

Определяют фактическое значение передаточного числа передачи uф=z2/zl с точностью до двух знаков после запятой. Определяют фактическое межосевое расстояние. Для прямозубой передачи awф=m(z1+z2)/2.

uф=90/20=4.5; awф=2 (90+20)/2=110 мм

Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитывают как bw=?ba·awф и округляют до целого числа по ряду Ra20 нормальных линейных размеров. Тогда ширина зубчатого венца колеса b2 = bw, ширина зуба шестерни bl = b2 +(2...5) мм.

bw=0.45·110=49.5 мм, принимаем 50 мм, b2 =50 мм. b1 =54 мм

Делительные диаметры рассчитывают по формулам:

dl,2 = т·z1,2

dl =2·20=40 мм

d2 =2·90=180 мм

Начальный диаметр шестерни

мм

мм

Диаметры вершин зубьев колёс dal,2 = dl,2 + 2m. Диаметры впадин зубьев колёс dfl,2 = dl,2 - 2,5m. Точность вычислений диаметральных размеров колёс должна быть не выше 0,001 мм. Угол ?w, зацепления передачи принимают равным углу ? профиля исходного контура: ?w = ? = 20°.

dal =40+2·2=44мм

da2 =180+2·2=184 мм

dfl =40-2.5·2=35 мм

dfl,2 =180-2.5·2=175 мм

2.5. Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи

Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств



Рассчитываем величину вращающего момента Т1 в Н·мм на шестерне проверяемой передачи:



Окружная скорость в зацепления

V = ?dw1·n1/(60·1000), м/с.





Из этого следует, что [4, табл 2.7].



МПа

506.1 <516.4 и разница меньше 10%.

Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.



Окружное усилие в зацеплении колес рассчитывают по формуле



Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта .[4,рис. 2.3] [4,табл. 2.7]

Коэффициент YF выбирают в зависимости от количества зубьев:

YF1 = 4.13 YF2 = 3.62. [4,табл. 2.9]

Подставив данные в формулу, получим





2.6. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

Для проектного расчёта открытых передач по напряжениям изгиба определяют модуль зацепления из выражений:

мм

- число зубьев шестерни открытой передачи;

- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля, рекомендуют назначать для открытых передач ;

для проектного расчета принимаем = 0,8;[4,стр.39]

T3 - момент на шестерне, T3 = Tвых=130Н·м;

, где YA=1[4, стр.25], SF = 1,1[4, табл. 2.2],

,

,



по условию




[4,рис. 2.3]

YF3= 3.96[4,табл. 2.9]



Округляем до стандартного m=2.5 мм

Делительный диаметр d3 = т·z3=2.5·27=67.5 мм

Диаметр вершин зубьев колёса da3 = d3 + 2m=67.5+5=72.5 мм.

Диаметр впадин зубьев колёса df3 = d3 - 2,5m=67.5-6.25=61.25мм.

Ширина венца мм, b3=27..29 принимаем b3 =28 мм.

Проверим прочность зубьев на изгиб.







[табл. 2.7]



3. Проектный расчёт валов и опорных конструкций

3.1. Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали. Выбираем для наших валов Сталь 40 Х, ТО: улучшение.

3.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение

Для быстроходных валов:

Для тихоходных валов:
3.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:



Определим геометрические параметры вала шестерни

под элемент открытой передачи или полумуфту





Выбираем из Ra40 мм, мм.

под уплотнение крышки с отверстием и подшипник



t=2.5мм, мм, принимаем мм. мм.

под шестерню , r=2 мм

мм, Выбираем из Ra40 мм; Dф=70[2,стр.181]

l3 определяется графически

под подшипник мм.





Определим геометрические параметры вала зубчатого колеса

под элемент открытой передачи или полумуфту

мм

мм

Выбираем из Ra40 мм, мм.

под уплотнение крышки с отверстием и подшипник



t=2.5мм, мм, принимаем мм. мм.

под шестерню , r=2 мм

мм, Выбираем из Ra40 мм

l3 определяется графически

под подшипник мм.

упорная или под резьбу

d5=d3+3·f

f=2мм Выбираем из Ra40 мм

3.4. Предварительный выбор подшипников качения

Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца подшипника, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники.

По выбранному типоразмеру определяем основные параметры радиално шариковых подшипников:[3,стр.123]

1) тихоходный вал: тип 308 (d = 40 мм, D = 90 мм, B =23 мм, r = 2.5 мм,

Cr=57.2кН, Cor=30 кН)

2) быстроходный вал: тип 306 (d =30 мм, D =72 мм, B=19 мм, r=2 мм,

Cr = 28.1 кН, Cor= 14.6 кН)

3.5. Эскизная компоновка редуктора

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводят с зазором ? = 8...10 мм.

Зазор принимаем равный 10 мм. Расстояние hм между дном корпуса и поверхностью выступов зубьев колес для всех типов редукторов принимают hм> 4 * ? (с целью обеспечения зоны отстоя масла).

hм =40 мм.
3.6. Проверочный расчет валов на выносливость.

Составляем расчетную схему вала в соответствии с конструкцией принятой ранее.

l3=2?+b1=20+54 =74 мм;

мм;

мм;

мм;

Силы, действующие на вал.

Н;

H;

Н;

H;

Определяем сумму изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

;

H;

;

H;

;

Cтроим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости: определим их значения в характерных точках сечения вала.

A: MB=0;

Б: Hм;

В: Hм;

Г: MB=0;

Определяем сумму изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

;

Н;

;

H;

;

Cтроим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости: определим их значения в характерных точках сечения вала.

A: MГ=0;

Б: Hм;

B: Hм;

Г: MГ=0;

Определение критического сечения:

H;

Н;

RБ>RГ ;следовательно критическое сечение Б-Б.

Построим эпюры



Определяем коэффициенты запаса усталостной прочности.

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяем по формуле:

, где

- запас сопротивления усталости только по изгибу.

Коэффициент запаса сопротивления усталости только по кручению рассчитываем по формуле:

;

T=M=130000 Нмм;

?т =0 и ? m= ? a =0.5 ?=0.5T/0.2d3 =0,5·130000/0,2·483 =3,4;

?? и ?? - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости (таблица 3.3):



Материал





Углеродистые мягкие стали

0.05

0

Среднеуглеродистые стали

0.10

0.05

Легированные стали

0.15

0.10

Так как в данной работе легированные стали, то ?? =0,15, ?? =0,10

?-1 = 0,45 ?в = 0.45·900 = 400 МПа;

?-1 = 0,25 ?в = 0,25 900 = 225 МПа [1,стр.300];

?a=M/0,1d3=130000/0,1·483 =11,7Н/мм2

Kd и KF - масштабный фактор и фактор шероховатости;

По рис. 15.5 и 15.6 принимаем, что Kd = 0,6, КF = 0,6;



K? и К? - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении

Принимаем, что K? = 3,5 и К? = 2,1. [1, табл15.1].

; ;



Условие выполняется.

3.7. Проверка правильности подбора подшипников качения.

Выбранный в ходе проектирования узла вала типоразмер подшипника дожен быть проверен на работоспособность по динамической грузоподъемности. Проверку правильности выбора подшипников проводим следующим способом:

По обеспечению заданной долговечности подшипника, то есть

Lh3 ? LhФ , где с учетом режима нагрузки Lh3 = µh·Lh=1·10000 =10000 ч; где µh = 1. Здесь фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости: , где

a1 - коэффициент надежности, принимаем a1= 1;

a2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, так как у нас обычные условия эксплуатации, назначаем a2 = 0,8;

р - для шариковых подшипников, р = 3;

Величина эквивалентной динамической нагрузки на проверяемый подшипник рассчитываем в общем случае по формуле:

Pr = (X·V·Frn + Y·Fan) ·K?·K?;

Где Frn и Fanсоответственно радиальная и осевая силы в опоре.

H;

Fan =0;

V - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, у нас вращается внутреннее кольцо и V = 1;

K?- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, при умеренных толчках K? =1,3;

K? - температурный коэффициент, для температуры подшипникового узла

r < 100 С, K? = 1;

X, Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипники. В данной работе малая осевая сила, значит, действие осевой силы в расчет не принимается, то есть X = 1, Y = 0.

Рr =(1·1·6055.8+ 0) ·1,3·1 =7872.5 Н;

ч;

Lh3?Lhф , следовательно подшипники подобраны верно.
3.8. Расчет шпоночного соединения.

1) Для соединения вала с колесом принимаем призматическую шпонку исполнения В.

2) По справочнику для d1 = 40 мм, d3 = 48 мм принимаем размеры сечения шпонки:

b =12 мм, h =8 мм, l=28-140 мм, t1 =5 мм, t2 =3,3 мм;

b =14 мм, h =9 мм, l=36-160 мм, t1 =5.5 мм, t2 =3,8 мм [2,табл.24.29]

3) Выбираем длину шпонки: lшп=30 мм; и lшп=36 мм;

4) Для стальной шпонки при стальной нагрузке принимаем допускаемое напряжение смятие:

[?см]= 120 МПа;

;

МПа; 86 МПа< 120 МПа – условие выполняется.

МПа; 59.7 МПа< 120 МПа – условие выполняется.



4. Конструирование элементов редуктора.

4.1 Конструирование зубчатых колёс.



Длину lст. посадочного отверстия принимают равной или большей ширине зубчатого венца: lст. =b2 = (0,8...1,5)d =50 мм.

Диаметр посадочного отверстия: d = d3 =48 мм;

Диаметр dст. ступицы назначают в зависимости от материала колеса:

dст. = 1,5d3+10 =82 мм;

Ширину S торцов зубчатого венца принимают:

S = 2,5m + 2 =2.5·2+ 2=7 мм, где m – модуль зацепления;

На торцах зубчатого венца выполняют фаски - , где

Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов и радиусов закруглений мм.

Толщина диска С рекомендована для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы колеса:

С = (0,35…0,4)b2 = 0,4*50 =20 мм.

4.2. Вал – шестерня.


4.3. Корпус редуктора.

Корпус редуктора изготавливают из серого чугуна марки СЧ15.

В малонагруженных редукторах (Нм) толщины стенок крышки и основания корпуса принимают одинаковыми: мм, где T2 – вращающий момент на колесе тихоходного вала, Нм.

мм. Примем ?=6мм.

Диаметр крепёжного винта (болта) d=14мм[табл.5.1]. рис54

Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырёх небольших платиков. Места крепления располагают на возможно большем (но в пределах корпуса) расстоянии друг от друга L1 .

L1 = мм;

Длина опорной поверхности платиков L = L1 + b1; L = = мм;

dф=1.25·d=1.25·14=17мм;

b1 =2,4·dф+ ? =2,4·17+6=46 мм;

h = 1.5·dф =1.5·17=25 мм; h0=2.5·d+?=2.5·14+6=41;

r=0.5·?=3мм; h1=0.5·?=3мм; С1=1.1·dф=18 мм.

Диаметр отверстия в основании корпуса:

d0= 17 мм;D0=26мм[2,таб.17.1]



4.4. Смотровой люк.

рис56
Длина крышки: L = 150 мм;

Высота фланца: h5 = 3 мм;

Толщина крышки: ?k = (0,010…0,012)·L = 2 мм;

d5??.

Крышка , совмещенная с отдушиной. Крышка окантована с двух сторон вулканизированной резиной. Наружная крышка плоская, вдоль длинной ее стороны выдавлены 2-3 гребня, через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой.
4.8. Проушины.

Для подъёма и транспортировки крышки корпуса, и собранного редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой.



d?3·?, примем d=16мм.

4.10. Крышки подшипника.

Применим крышки закладные:

- глухие;



- с отверстием для выходного конца вала.



D = Dподш.;

? = 6 мм;

?1 = (0,9…1) ? = 6 мм;

S = (0,9…1) ? = 6 мм;

С ? 0,5·S = 0,5·6 = 3 мм;

l ? b.
Список литературы
1. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. - 6-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 2000. - 383 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. - 7-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2004. - 447 с.
3. Нарышкин В.Н., Коросташевский Р.В. Справочник-каталог Подшипники качения. Машиностроение, 1984.

4. Мигранов М.Ш., Ноготков О. Ф., Сидоренко А.А., Шустер Л. Ш. Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора. Учебное издание 2002


Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации