Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• 1. Кинематический расчет
• 2. Проектировочный расчет передачи
• 3. Прочностной расчет зубчатой передачи
• 4. Выбор соединительной упругой муфты
• 5. Выбор и расчет подшипников качения
• 6. Конструирование и расчет валов редуктора
• 7. Расчет шпоночных соединений
• 8. Компоновка редуктора
• 9. Технические условия на эксплуатацию
• Список литературы
• 1. Кинематический расчет
• Исходные данные:
• Р_вых = 3,2 кВт;
• n_вых = 80 об/мин;
• U_{отк.пер.} = 4,0;
• К_год = 0,6;
• К_сут = 0,50;
• Режим нагружения -- 4.
• Расчетная мощность электродвигателя, кВт:
• где 0,94 -- КПД для клиновой передачи;
• 0,990 -- КПД для подшипников качения
• 0,96 -- КПД для цилиндрической зубчатой закрытой передачи.
• Принимаем для закрытой цилиндрической передачи
• Расчетная частота вращения вала электродвигателя, мин^-1
• По каталогу выбираем электродвигатель.
• Таблица 1-- Параметры электродвигателя

Тип	Мощность, кВт	Частота вращения, мин-1	Тmax/Тnom	J, кг•м2	Масса
4А100L4У3	4,0	1435	2,0	0,788	34

• Действительное общее передаточное число привода
• Передаточное число для зубчатой передачи:
• Силовые и кинематические параметры валов привода
• Предварительно определяем диаметры, мм, валов привода из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях

• Принимаем
• Принимаем
• 2. Проектировочный расчет передачи
• Исходные данные:
• n₂ = 358,750 мин^-1;
• U₂ = 4,485;
• К_год = 0,6;
• К_сут = 0,50;
• Материалы шестерни и зубчатого колеса
• Принимаем материал для шестерни сталь 55 со следующими параметрами:
• Для зубчатого колеса принимаем сталь 45 с параметрами:
• Допускаемые контактные напряжения
• Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса
• Эквивалентное число циклов

• где
• Коэффициент долговечности
• Принимаем
• Принимаем
• Предел контактной выносливости, МПа
• Допускаемые контактные напряжения, МПа
• для зубчатых колес с однородной структурой
• Расчетные допускаемые контактные напряжения, МПа
• Допускаемые изгибные напряжения
• Базовое число циклов напряжения
• Эквивалентное число циклов
• Коэффициент долговечности
• Принимаем
• Принимаем
• Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа
• Допускаемые изгибные напряжения, МПа
• при одностороннем приложении нагрузки
• Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки
• Контактные
• Изгибные
• 3. Прочностной расчет зубчатой передачи
• Исходные данные:
• Т₂ = 89,178 Н•м;
• Т₃ = 380,142 Н•м;
• n₂ = 358,750 мин^-1;
• n₃ = 79,989 мин^-1;
• U₂ = 4,485;
• Т_max/Т_nom = 2,0;
• у_нр = 385 МПа;
• у_FP1 = 140 МПа;
• у_FP2 = 161 МПа;
• у_НPmax1 = 1064 МПа;
• у_НPmax2 = 952 МПа;
• Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи
• Расчетный диаметр шестерни, мм
• где для симметричного расположения колес относительно опор;
• Ширина венца зубчатого колеса, мм
• Принимаем
• Ширина венца шестерни, мм
• Косозубая передача
• Принимаем
• Расчетное межосевое расстояние, мм
• Принимаем
• Принимаем предварительно z₁ = 19, определим модуль зацепления
• Принимаем m'=3 мм.
• Суммарное число зубьев передачи
• Действительный угол наклона зуба
• Число зубьев шестерни
• Число зубьев зубчатого колеса
• Действительное передаточное число
• Диаметры зубчатых колес, мм
• начальных
• вершин зубьев
• Проверка
• Проверка расчетных контактных напряжений
• Окружная сила в зацеплении, Н
• Окружная скорость колес, м/с
• Степень точности
• При в>0⁰ и окружной скорости до 3,55 м/с степень точности 9.
• Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
• Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
• Удельная расчетная окружная сила, Н/мм
• Расчетные контактные напряжения, МПа
• где
• Условие выполняется.
• Расчет е_в и корректировка параметров передачи
• Рекомендуется проектировать передачи с коэффициентом осевого перекрытия е_в=1,0; е_в=2,0, ... .
• Расчетный коэффициент осевого перекрытия
• Доведение рассчитанной величины до рекомендуемой е_в=3,0 проведем следующим образом:
• Производим выбор параметров z_У и в при изменении
• Для каждого случая определяем е_в^'.
• Полученные результаты сведем в таблицу.
• Таблица 2 -- Данные расчетов
• Из полученного массива е_в^', принимая во внимание выбираем значение е_в^' наиболее близкое к е_в=3,0.
• Далее пересчитываем ширину колеса b₂
• Далее пересчитываем с учетом скорректированных параметров.
• Число зубьев шестерни
• Принимаем z₁ = 19.
• Число зубьев зубчатого колеса
• Действительное передаточное число
• Диаметры зубчатых колес, мм
• начальных
• вершин зубьев
• Проверка
• Проверка расчетных напряжений изгиба
• Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
• где зубья косые
• Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм
• где при
• Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
• Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм
• Коэффициент, учитывающий форму зуба
• для косых зубьев
• при
• при
• Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа
• где
• для косых зубьев
• Проверка прочности зубьев при перегрузах
• Максимальные контактные напряжения, МПа
• Максимальные напряжения изгиба, МПа
• Силы в зацеплении зубчатых колес
• Уточненный крутящий момент на колесе, Н•м
• Окружные силы, Н
• Радиальные силы, Н
• Осевые силы, Н
• 4. Выбор соединительной упругой муфты
• В соответствии с крутящим моментом на выходном валу Т=380,142 Нм выбираем зубчатую муфту со следующими параметрами:
• Таблица 3 -- Параметры зубчатой муфты

Номинальный крутящий момент, Ткр, Нм	d,d1, мм	D, мм	D1, мм	D2, мм	l, мм	L, мм
	не более
1000	40	145	100	60	82	174

• 5. Выбор и расчет подшипников качения
• Конструктивно для входного вала редуктора выбираются два шариковых радиальных однорядных подшипника 306, для которых
• Определим эквивалентная нагрузка:
• Х=1,V=1,
• К_Т=1 t ? 100⁰С;
• К_д=1,2;
• К=1
• Долговечность подшипника:
• Подшипник 306 обеспечивает заданный срок службы.
• Конструктивно для выходного вала редуктора выбираются два шариковых радиальных однорядных подшипника 310, для которых
• Определим эквивалентная нагрузка:
• Х=1,V=1,
• К_Т=1 t ? 100⁰С;
• К_д=1,2;
• К=1
• Долговечность подшипника:
• Подшипник 310 обеспечивает заданный срок службы.
• 6. Конструирование и расчет валов редуктора
• Входной вал
• Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру вращающего момента (рис.1), предварительно определив реакции в опорах. Расстояния между опорами и точками приложения нагрузок измеряем по чертежу.
• Рассчитаем момент
• В горизонтальной плоскости:
• Сумма моментов относительно опоры А;
• сумма моментов относительно опоры В.
• Проверка:

• Рисунок 1 -- Схема нагружения и эпюры моментов входного вала
• В вертикальной плоскости:
• Сумма моментов относительно опоры А;
• сумма моментов относительно опоры В;
• Проверка:
• Суммарная реакция в опорах:
• Строим эпюру суммарного изгибающего момента, который рассчитаем по формуле:
• Далее построим эквивалентный момент, который рассчитывается по формуле:
• ,
• где
• Следующим этапом построим эпюру расчетных диаметров
• Принимаем сталь 55 для валашестерни
• Определим общий запас прочности в опасном сечении по формулам:
• ,
• где S_у и S_ф -- запасы соответственно по нормальным и касательным напряжениям.
• ;
• Материал вала сталь 55, для которой принимаем:
• у_-1=300 МПа;
• ф_-1=200 МПа;
• у_В=650 МПа;
• галтель r/d=0,06
• Для опасного сечения 3 Ш 30 мм

• ,
• Допускается
• выносливость обеспечена.
• Выходной вал
• Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру вращающего момента (рис.2), предварительно определив реакции в опорах. Расстояния между опорами и точками приложения нагрузок измеряем по чертежу.
• Определим момент:
• В горизонтальной плоскости:
• Сумма моментов относительно опоры А;
• сумма моментов относительно опоры В.
• Проверка:
• В вертикальной плоскости:
• Сумма моментов относительно опоры А;
• сумма моментов относительно опоры В;
• Проверка:
• Суммарная реакция в опорах:
• Строим эпюру суммарного изгибающего момента, который рассчитаем по формуле:

• Рисунок 2 -- Схема нагружения и эпюры моментов входного вала
• Далее построим эквивалентный момент, который рассчитывается по формуле:
• ,
• где
• Следующим этапом построим эпюру расчетных диаметров
• Принимаем ст 3
• Определим общий запас прочности в опасном сечении по формулам:
• ,
• где S_у и S_ф -- запасы соответственно по нормальным и касательным напряжениям.
• ;
• Материал вала сталь 3, для которой принимаем:
• у_-1=170МПа;
• ф_-1=100МПа;
• у_В=340...520МПа;
• у_Т=185...235МПа
• Для опасного сечения 4
• Шпонка Ш50 b=14 мм; h=9мм; t=5,5 мм.

• ,
• Допускается
• выносливость обеспечена.
• 7. Расчет шпоночных соединений
• Зубчатое колесо закреплено на валу при помощи призматической шпонки. Соединение передает вращающий момент Диаметр вала Материал шпонки -- сталь 45.
• По ГОСТ 2336-88 выбираем шпонку призматическую обыкновенную с размерами:
• Напряжение смятия на рабочей грани шпонки
• где
• Допускаемое напряжение:
• где принятый коэффициент запаса прочности,
• предел текучести, для стали 45
• шпоночное соединение работоспособно.
• Полумуфта зубчатой муфты закреплена на валу при помощи призматической шпонки. Соединение передает вращающий момент Диаметр вала Материал шпонки -- сталь 45.
• По ГОСТ 2336-88 выбираем шпонку призматическую обыкновенную с размерами:
• Напряжение смятия на рабочей грани шпонки
• где
• Допускаемое напряжение:
• где принятый коэффициент запаса прочности,
• предел текучести, для стали 45
• шпоночное соединение работоспособно.
• 8. Компоновка редуктора
• Толщина стенки цилиндрического одноступенчатого редуктора
• Из рекомендаций принимаем
• Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части
• Принимаем с=10мм.
• Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности подшипника качения
• с₁ =5 мм
• Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора
• Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса
• Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора
• с₇ =8 мм
• Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром d_болт
• где
• при М12
• Принимаем S = 50 мм
• Толщина фланца боковой крышки
• при М12
• Высота головки болта
• Толщина фланца втулки
• Длина цилиндрической части крышки

9. Технические условия на эксплуатацию

редуктор кинематический подшипник зубчатый

Для смазки зубчатых передач редуктора применяется картерная смазка (окунанием). Сорт масла выбирается в зависимости от величины контактных напряжений и скорости V.

При и V=1,23 м/с выбираем индустриальное масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-88

Для нормального отвода тепла, осадки продуктов износа необходима вместимость ванны, равная

Смазка заливается через смотровой люк. Загрязненная смазка спускается через отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой. Контроль уровня масла в редукторе производится с помощью жезлового маслоуказателя. Для предотвращения повышения давления внутри колеса, что может привести к вытеканию масла через уплотнения, применяют отдушины, основным конструктивным элементом которых является воздушный лабиринт. Уплотнительные устройства предотвращают вытекание масла из корпуса. Уплотнение торцевых крышек подшипников осуществляется набором металлических прокладок, которые одновременно используются для регулировки зазоров в подшипниках качения. Уплотнение люков осуществляется прокладками из резины. Уплотнения выходных концов валов выполняются в виде манжетных уплотнений.

Смазка подшипников качения в редукторе осуществляется жидким маслом, которое смазывает зубчатые колеса и разбрызгиванием ими, попадая на стенки корпуса, а затем в подшипники.

Список литературы

1. Детали машин. Проектирование: Учебное пособие/ Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда.-Мн:УП "Технопринт", 2001-290с.;

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. -М: Машиностроение, 1980.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб пособие для машиностроит. спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высш.шк., 1985.-416 с.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб пособие для техникумов. -М.: Высш.шк., 1991.-432 с.

5. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб пособие.-К.: Выщашк., 1990.-151 с.

6. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: -3-е изд., перераб. и доп.-Х.: Основа, 1991.

Размещено на Allbest.ru

...