Расчет зубчатых передач редукторов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера

2. Выбор электродвигателя

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала

5. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для всех шестерен и колес

6. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

7. Определение диаметров всех валов

8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

9. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

10. Выбор и расчет шпоночных соединений

11. Выбор смазочного материала и способа смазывания зубчатых зацеплений и подшипников

Список использованной литературы

1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера

1. Электродвигатель

2. Муфта (упругая)

3. Редуктор

4. Муфта

5. Барабан

2. Выбор электродвигателя

По исходным данным определяем мощность привода, т.е. мощность на выходе:

.

Общий КПД привода:

.

По таблице 24.8 литературы [4] подбираем электродвигатель : АИР 112МВ6

;

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число привода возьмем из таблицы

,

где - передаточное число редуктора,

- частота вращения вала электродвигателя.

,

,

где и - передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала

N
1
2
3
4

5. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для всех шестерен и колес

I. Быстроходная пара зубчатых колес (z1 - z2)

Колесо b(z2)	Шестерня а(z1)
Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
сталь 40Х, улучшение, НВ 269…302, НВср2=285,5; ; .	сталь 40Х, улучшение, НB 269…302, НBср1=285,5; ;
Частота вращения вала колеса:. Передаточное число:. Срок службы передачи: Передача работает с режимом IV . 1 Коэффициент приведения для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
3 Суммарное время работы передачи: .
4 Суммарное число циклов перемены напряжений
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на
контактную выносливость
изгибную выносливость
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок
Контактная выносливость
Изгибная выносливость
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: ; .
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса:
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость: ; .

II. Тихоходная пара зубчатых колес (z3 - z4)

Колесо а'(z4)	Шестерня c(z3)
Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
сталь 40Х, улучшение, НВ 269…302, НВср2= 285,5; ; .	сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ HRC 45…50, НRCср1= 47,5; ;
Частота вращения вала колеса: . Передаточное число:. Срок службы передачи: Передача работает с режимом IV. 1 Коэффициент приведения для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
3 Суммарное время работы передачи: .
4 Суммарное число циклов перемены напряжений
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на
контактную выносливость
изгибную выносливость
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок
Контактная выносливость
Изгибная выносливость
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: ; .
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса:
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость .

6. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

Проектный расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние:

Предварительное значение межосевого расстояния:

.

Коэффициент ширины: .

Окружная скорость:

,

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности.

Тогда .

Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.

Рабочая ширина венца колеса:

.

принимаем

Рабочая ширина шестерни:

.

Модуль передачи:

,

;

отсюда

принимаем по ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев и угол наклона:

Суммарное число зубьев:

.

Принимаем .

для косозубых колес

Число зубьев шестерни

Принимаем

.

Число зубьев колеса

.

Фактическое передаточное число

Ошибка передаточного числа

.

Диаметры колес:

шестерни:

колеса внешнего зацепления:

Проверка

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

;

;

;

.

Силы, действующие на валы от зубчатых колес:

окружная сила

;

радиальная сила

;

осевая сила

.

Проверка зубьев на изгибную выносливость:



Коэффициент нагрузки

;

;

.

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса,

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни,

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

.

Проверка зубьев на контактную выносливость:

; ; ; ;

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

.

Толщина сечения обода колеса:

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Проверочный расчет быстроходной ступени

Межосевое расстояние:

Рабочая ширина венца колеса:

.

принимаем

Рабочая ширина шестерни:

.

Модуль передачи:

,

;

отсюда

принимаем по ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев и угол наклона:

Суммарное число зубьев:

.

Принимаем

.

для косозубых колес

Число зубьев шестерни

Принимаем

.

Число зубьев колеса

.

Фактическое передаточное число

Ошибка передаточного числа

.

Диаметры колес:

шестерни:

колеса внешнего зацепления:

Проверка

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

;

;

;

.

Силы, действующие на валы от зубчатых колес:

окружная сила

;

радиальная сила

;

осевая сила

.

Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Коэффициент нагрузки

;

; .

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса,

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни,

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

.

Проверка зубьев на контактную выносливость:

; ; ; ;

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

.

Толщина сечения обода колеса:

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

7. Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр быстроходного вала:

.

Принимаем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем.

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем.

2) Определим диаметр промежуточного вала:

Принимаем.

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр:

Принимаем

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем.

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем.

3) Определим диаметр тихоходного вала:

.

Принимаем.

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем.

8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:

- окружная,

- осевая,

- радиальная,

- крутящий момент.

,

,

,

.

1 Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

;

;

.

Отсюда находим, что.

;

;

.

Получаем, что.

Выполним проверку:

;

;

- верно.

2. Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

,

;

;

Получаем, что.

;

;

;

Отсюда.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

;

;

- верно.

3. По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке, причём моменты здесь будут иметь значения:

,

.

4. Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять.

При этом должно выполняться условие:

,

где - расчётный коэффициент запаса прочности,

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

;

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Также найдём значение коэффициента влияния шероховатости:

и коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

;

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

;

.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении:

;

.

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины:

Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения:

.

Среднее напряжение цикла:.

Вычислим коэффициент запаса:

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: вал напряжение зубчатый подшипник

- условие выполняется.

9. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для быстроходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии №46300 (ГОСТ 831-75)

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота оборотов:.

Требуемый ресурс работы:.

Найдём:

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

- коэффициент вращения;

Определяем эквивалентную нагрузку:

.

Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

.

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки

.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

или,

что удовлетворяет требованиям.

2. Для промежуточного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии №46300 (ГОСТ 831-75)

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота оборотов .

Требуемый ресурс работы .

Найдём:

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

- коэффициент вращения;

Определяем эквивалентную нагрузку:

.

Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки

.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

или,

что удовлетворяет требованиям.

3. Для тихоходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии №46300 (ГОСТ 831-75)

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота оборотов.

Требуемый ресурс работы.

Найдём:

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

- коэффициент вращения;

Определяем эквивалентную нагрузку:

.

Находим коэффициент осевого нагружения.

Проверим условие:

.

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки

.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

или,

что удовлетворяет требованиям.

10. Выбор и расчет шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

Соединение быстроходного вала с муфтой электродвигателя.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности: ,

- верно.

Соединение промежуточного вала с зубчатым колесом.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности: ,

- верно.

Соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности: ,

- верно.

Соединение тихоходного вала с муфтой.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности: ,

- верно.

11. Выбор смазочного материала и способа смазывания зубчатых зацеплений и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

- для тихоходной ступени,

где - частота вращения вала тихоходной ступени,

- диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;

- для быстроходной ступени,

где - частота вращения вала быстроходной ступени,

- диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:

,

где - диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.

Выберем марку масла в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И-Г-А-32. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Список использованной литературы

1. Анурьев B.И., “Справочник конструктора - машиностроителя”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

2. Буланже А.В., Палочкина Н.В., Часовников Л.Д., методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1 и часть 2, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., “Детали машин”, курсовое проектирование, Москва, “Высшая школа”, 1990 г.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

5. Иванов В.Н., Баринова В.С., “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

Размещено на Allbest.ru

...