Кинематический расчет редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет редуктора

2. Выбор материалов зубчатых цилиндрических передач. Определение допускаемых напряжений

3. Расчет цилиндрической передачи

4. Проектный расчет

5. Проверочный расчет валов

6. Проверочный расчет подшипников

7. Проверочный расчет шпонок

8. Конструирование цилиндрического зубчатого колеса и корпуса редуктора

Список использованных источников



Введение

В зависимости от действия все редукторы делятся на две группы:

1. Передачи зацепления - зубчатые, червячные, цепные.

2. В зависимости от способа соединения ведущего и ведомого звеньев бывают:

Передачи непосредственного контакта - фрикционные, зубчатые, червячные.

Передачи гибкой связью - ременные, цепные.

Редукторы предназначены для передачи работы двигателя испытательному органу машины. Передовая механическую энергию, передачи одновременно могут выполнять следующие функции:

1. Преобразовывать один вид движения в другой.

2. Повышать и понижать угловые скорости, соответственно понижая или повышая вращающие моменты.

3. Регулировать угловые скорости рабочего органа машины.

4. Реверсировать движение.

5. Распределять работу двигателя между несколькими исполнительными органами машины.

Редукторы имеют широкую область применения, они встречаются в любой области машиностроения и приборостроения, занимают огромное место в промышленности и народном хозяйстве.



1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет редуктора

Значение коэффициента полезного действия привода з, определяется по формуле

з= з_зп•з_оп•з_м•з_пк³, (1.1)

где з_{зп -} коэффициент полезного действия закрытой передачи, принимаем,

з_зп= 0,97;

з_оп - коэффициент полезного действия открытой передачи, принимаем,

з_оп = 0,93;

з_м -коэффициент полезного действия соединительной муфты, принимаем,

з_м = 0,98;

з_пк- коэффициент полезного действия одной пары подшипников качения, принимаем, з_пк= 0,99.

з =0,97 •0,93 •0,98•0,99³ = 0,86

Определяем требуемую мощность двигателя

_, (1.2)

где Р_т- мощность, затрачиваемая на технологический процесс,

Принимаем тип двигателя 4АМ100S2Y3;

номинальной мощности Р_ном = 1.5 с номинальной частотой вращения

n_ном = 950об./мин.

Определяем передаточное отношение редуктора

_, (1.3)

где U - передаточное отношение привода

_, (1.4)

где n_ном - номинальная частота вращения двигателя

n_т- частота вращения приводного вала

U_гс - передаточное отношение гибкой связи, принимаем,U_гс= 2

_,

Принимаем U_р = 3.55

Значение мощности на быстроходном валу редуктора

Р₁ = Р_дв •з_м •з_пк (1.5)

Р₁ = 1,16• 0,98 • 0,99 = 1,13кВт

Значение мощности на тихоходном валу редуктора

Р₂ = Р₁ •з_зп•з_п (1.6)

Р₂ = 1,13• 0,97 • 0,99 = 1,09кВт

Определяем частоту вращения валов редуктора

n₁ = n_ном (1.7)

n₁ = 950об/мин

Частота вращения тихоходного вала редуктора

_, (1.8)

Определение угловую скорость валов редуктора. Условия скорость быстроходного вала редуктора

_, (1.9)

Значение угловой скорости тихоходного вала редуктора

_, (1.10)

Определение вращающих моментов двигателя

_, (1.11)

Вращающий момент на быстроходном и тихоходном валу редуктора

_, (1.12)

Определение вращательного момента на тихоходном валу редуктора

_, (1.13)

2. Выбор материалов зубчатых цилиндрических передач. Определение допускаемых напряжений

Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.

При этом следует задаваться следующими критериями;

шестерня - термообработка улучшения

колесо - термообработка улучшена

Для получения зубьев одинаковой контактной выносливости необходимо что бы твердость НВ₁ зубьев шестерни превышала твердость НВ₂ зубьев колеса.

Учитывая термообработку шестерни -улучшение подбираем марку стали -сталь 40;

твердость заготовки НВ₁ = 192…228НВ;

предел прочности у_в1 = 700Н/мм²;

предел выносливости у_-1 = 300Н/мм².

предел текучести у_т1 =400Н/мм²;

Учитывая термообработку колеса нормализации, подбираем марку стали - сталь 35Л;

твердость заготовки НВ₂ = 163…207НВ;

предел прочности у_в2 = 550 Н/мм²;

предел выносливости у_-1 = 235Н/мм²

предел текучести у_т2 = 270Н/мм²;

Определение средней твердости зубьев шестерни и колеса

(2.1)

(2.2)

Определение допускаемых контактных напряжений. Значение допускаемых контактных напряжений [у]н₁, и [у]_н2,

[у]_н1 = К_нL1 • [у]_нo1, (2.3)

[у]_н2 = К_нL2 • [у]_нo2, (2.4)

где - К_нL1 и К_нL2 - коэффициенты долговечности зубьев шестерни и колеса. Для нормализованных и улучшенных колес принимаем по [1] стр. 55 К_нL1 = К_нL2 = 1 [у]_нo1и[у]_нo2 - допускаемые напряжения, соответствующие приделу контактной выносливости зубьев шестерни и колеса

[у]_но1 = 1.8 • + 67, (2.5)

[у]_но1 = 1.8 •210 + 67= 445H/мм²

[у]_но2 = 1.8 • + 67, (2.6)

[у]_но2 = 1.8 •185 + 67= 400H/мм²

[у]_н1 = 1 • 445 = 445H/мм²

[у]_н2 = 1 • 400 = 400H/мм²

Определение среднего допускаемого контактного напряжений

[у]_нр = [у]_н2 , (2.7)

[у]_нр = 400/мм²

Определение допускаемых напряжение изгиба шестерни и колеса

[у]_F1 = К_Fl1 ? [у]_Fo1, (2.8)

[у]_F2 = К_Fl2 ? [у]_Fo2, (2.9)

где К_FL1 и К_FL2 -коэффициенты долговечности зубьев шестерни и колеса. Для нормализованных и улучшенных колес принимаем по [1] стр. 55 [у]_{FО1 И} [у]_{FО2 -} допускаемые напряжения изгиба, соответствующие приделу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений

[у]_FО1 = 1,03 • НВ_1ср , (2.10)

[у]_FО2 = 1,03 • НВ_2ср (2.11)

[у]_FО1=1,03 •210 = 216.3Н/мм²

[у]_FО2 =1,03 • 185 = 190,55Н/мм²

[у]_F1 = 1 • 216,3 = 216,3Н/мм²

[у]_F2 = 1 • 190,55 = 190,55Н/мм²

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определение межосевого расстояния

(3.1)

где K_a - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач

K_a = 49,5

Ш_а - коэффициент ширины венца колеса. Для шестерни расположенной cимметрично относительно опор.

принимаем Ш_а =0,28

К_Нв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_Нв = 1.

- допускаемое контактное напряжение колеса,

Принимаем a_w = 100 мм

Определяем модуль зацепления. Модуль зацепления m; определяется по эмпирическому соотношению [2] cтр 93

m = (0.01…0.02 ) • a_{w ,} (3.2)

m = (0.01…0.02 ) • 100 = 1….2мм

принимаем m = 1,5мм

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

, (3.3)

Определение числа зубьев шестерни

, (3.4)

Определение числа зубьев колеса

, (3.5)

Определение фактического передаточного числа

, (3.6)

Отклонения передаточного числа ?U от заданного U_р

(3.7)

Определение фактического межосевого расстояния

(3.8)

мм,

Таблица 3.1 - фактические основные геометрические параметры передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
	косозубые	Расчётные значения	косозубые	Расчётные значения
Диаметр, мм	Делительный		39		165,5
	Вершин зубьев	da1=d1+2Мm	42	da2=d2+2Мm	163,5
	Впадин зубьев	df1=d1-2,5Мm	31,25	df2=d2-2,5Мm	156,75
Ширина венца	b1=b2+(2…4)мм	30	b2=ШaМaщ	28

Проверочный расчет межосевого расстояния

(3.9)

мм

Проверочный расчет контактных напряжений

, (3.10)

где К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К = 436

d2 - делительный диаметр колеса

Определяем диаметр колеса

(3.11)

мм

где F_t2 - окружная сила в зацеплении

Определяем окружную силу в зацеплении

(3.12)

Н

где К_н - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес К_н

(3.13)

м/с

где - угловая скорость на тихоходном валу d2 - делительный диаметр колеса

Кнv - коэффициент динамической нагрузки, принимаем Кнv = 1,05

Степень точности - 9

= 354,89

Определение допускаемой недогрузки передачи или перегрузки

(3.14)

9,25%10%

4. Проектный расчет валов

Выбор материала валов. В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные, среднеуглеродистые и легированные стали, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Для быстроходного и тихоходного вала следует принять, марку стали согласно выбранной. Указать твердость заготовки. НВ= 192…228; в = 700 Н/мм²; т = 400Н/мм²; -1 = 300Н/мм².

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, при этом не учитывается напряжение изгиба ,концентрация напряжений и переменно напряжений во времени. Для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемых напряжений на кручении применяем:

А) Для быстроходного вала: ^бк= 10 Н/мм²

Б) Для тихоходного вала: ^тк = 20Н/мм².

Определяем геометрические параметры ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело количество и размеры, которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Геометрические размеры каждой ступени вала определяется двумя размерами: диаметром d, мм и длиной l, мм

Таблица 4.1 - Определение ступеней быстроходного вала одноступенчатого редуктора.

Степень вала и ее размеры, мм	Расчетная формула	Расчетное значение
Первая ступень под элемент полумуфту	d1	d1 =	18
	L1	L1 = (1.0…1.5 ) d1	26
Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2 = d1 + 2t	25
	L2	L2 = 1.5 d2	38
Третья ступень под шестерню	d3	d3 = d2 + 3.2 r	32
	L3	L3 - определяется на эскизной компоновке	73
Четвёртая ступень упорная	d4	d4 = d2	25
	L4	L4=В+с	17

Определение геометрических параметров тихоходного вала

Таблица 4.2 - Определение ступеней тихоходного вала одноступенчатого редуктора.

Степень вала и ее размеры, мм	Расчетная формула	Расчетное значение
Первая ступень под элемент полумуфту	d1	d1 =	22
	L1	L1 = (1.0…1.5 ) d1	33
Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2 = d1 + 2t	28
	L2	L2 = 1.5 d2	36
Третья ступень под шестерню	d3	d3 = d2 + 3.2 r	34
	L3	L3 - определяется на эскизной компоновке	73
Четвёртая ступень упорная	d4	d4 = d2	28
	L4	L4=В+с	21

Определяем диаметр ступицы колеса d_ст,

d_ст = (1,55…1,6)?d₃, (4.1)

где d₃-диаметртихоходного вала под колесо

d_ст = (1,55…1,6) ?34=53мм

Принимаем d_ст=56мм.

Определяем длину ступицы колеса L_ст

L_ст = ( 1,1…1,5 )?d₃ (4.2)

L_ст = (1,1…1,5) ?36=38…54мм

Принимаем L_ст=53мм.

Для быстроходного вала подбираем подшипники шариковые радиальные лёгкой серии подшипник № 205 d=25мм;D=52 мм; В=15мм;r=1,5мм;Cr=14,0кН;Cor=6,95кН.

Для тихоходного вала подбираем подшипники шариковые радиальные средней серии подшипник № 306 d=30мм; D=72 мм; В=19мм; r=2 мм; Cr=29,1кН; Cor=14,6кН.



5. Проверочный расчет валов

Таблица 5.1 - Силы в зацеплении и цилиндрической прямозубой передачи.

Сила в зацеплении	Значение силы, Н
	На шестерне	На колесе
	Расчетная формула	Расчетное значение	Расчетная формула	Расчетное значение
Окружная	Ft1=Ft2	552,125		552,125
Радиальная	Fr1= Fr2	200,42	Fr2= Ft2 tgв	200,42

Определяем реакции в подшипниках тихоходного вала

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Дано: Ft2= 552,125H; Fr2 =200,42H; Fоп= 850Н;d2= 160м;

LT= 0,092м;Lоп = 0,0465м.

1. Вертикальная плоскость:

а) определяем опорные реакции ,Н

Н

Н

Проверка: ;

276,06 - 552,125+ 276,06=0

0 = 0

Проверка:

-329,41-200б42+1388,71-850=0

б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4

;

;

(5.1)

Строем эпюру крутящих моментов

;

Н м

Определяем суммарные радиальные реакции

;

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

;

Н м

Н м

фа =, (5.2)

=18

где М_max - максимальны суммарный изгибающий момент

в рассматриваемом сечении;

W_нетто - осевой момент сопротивления основного сечения вала.

Для кругового сплошного сечения вала

, (5.3)

где d2 - диаметр тихоходного вала под подшипник

Определяем касательные напряжения изменяющихся по нулевому

циклу

, (5.4)

где Мк- крутящий момент Н?м

Wpнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала мм³

Для кругового сплошного сечения вала

, (5.5)

Определяем коэффициенты конденсации нормальных и касательных напряжений для валов без поверхностного упрочнения

, (5.6)

, (5.7)

где К и К - коэффициент напряжений;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F - коэффициент пределов выносливости влияния шероховатости К_F=1

(Ку)D =

(Кф)D =

Определяем предел выносливости в расчетном сечении вала

, (5.8)

Н/мм²

где _-1 и _-1 - пределы выносливости.

, (5.9)

Н/мм²

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(5.10)

(5.11)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

, (5.12)

где [S] - допустимый запас прочности вала, [S] = 1,6…2,1.

>[S],



6. Проверочный расчет подшипников

Проверка пригодности шариковых радиальных однорядных подшипников №306 тихоходного вала, работающего с легкими толчками.

А)Определение отношений

R1= Rа =429,8 H

R1= Rа =141,08 H

где Ra - осевая нагрузка подшипника

Rr - радиальная нагрузка подшипника,

V- коэффициент вращения , V=1;

Rr1=R1=429,8H

Rr2=R2=1416,08H

(6.1)

(6.2)

где V- коэффициент вращения , V=1;

K_б- коэффициент безопасности , K_б=1.3…1.4;

K_т- температурный коэффициент, K_т=1

Н

Н

Б)Определение динамической грузоподъемности

где Cor -статическая грузоподъемность

С_pr = RЕ_МАХ? (6.3)

где RЕ_МАХ - эквивалентная динамическая нагрузка;

m - показатель степени, для шариковых m=3;

а₁- коэффициент надежности а_r =1;

а₂₃- коэффициент качества подшипника а₂₃=0,7…0,8;

n₂- частота вращения тихоходного вала

L_h- требуемая долговечность подшипникаL_h= 20000ч;

Cr-табличное значение динамической грузоподъемности подшипников

Сrp = 1840,8?=13576

В)Определяем базовую долговечность, 13576 29100

7. Проверочный расчет шпонок

В проектируемом редукторе применяются призматические шпонки.

Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и под элементом открытой передачи, и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой. редуктор вал зубчатый

Определяем условие прочности шпонки

, (7.1)

где F_t - окружная сила на шестерни или колесе;

(7.2)

где Т - вращающий момент на быстроходном или тихоходном валу, Н?м;

d - диаметр ступицы быстроходного или тихоходного вала , мм;

[] - допускаемое напряжение на смятие. При стальной структуре и спокойной нагрузке [] = 110 Н/мм^{2 ;}

А_см - площадь смятия,мм².

А_см=(0,94h-t1) ?l_p, (7.3)

А_см1=(0,946-3,5) 15=32,1

А_см2 =(0,948-5) 38=95,8

А_см3=(0,947-4) 20=51,6

где l_p - рабочая длина шпонки, мм.

l_p=l-b (7.4)

h, t1, l, b - линейные размеры шпонки, мм.

l_p1=21-6=15мм

l_p2=48-38=38мм

l_p2=28-8=20мм

Таблица 7.1 - Расчётное значение шпоночных соединений.

Вид шпоночного соединения	Геометрические параметры шпонок мм.	Рабочая длина шпонки lp,мм	Площадь смятия шпонки Асм,мм2	Расчет на напряжения смятия усм,Н/мм2	Допускаемое значение напряжения смятия	Условия прочности
	b	h	t1	l
Шпонка под полумуфту быстроходного вала	6	6	3,5	21	15	32.1	39.8	110	<110
Шпонка под колесо тихоходного вала	10	8	5	48	38	95.8	27.1	110	<110
Шпонка под ведущую звездочку открытой передачи тихоходного вала	8	7	4	28	20	51.6	77.8	110	<110

8. Конструирование цилиндрического зубчатого колеса и корпуса редуктора

Определяем параметры цилиндрического зубчатого колеса одноступенчатого цилиндрического редуктора

Таблица 8.1 - конструкционные размеры зубчатого цилиндрического колеса.

Элемент колеса:	Размер	Расчетная формула	Расчетное значение
Обод	Диаметр наибольший	da2	163.5
	Толщина	S=2,2m+0,05b2	3.44
	Ширина	b2	28
Ступица	Диаметр внутренний	d=d3	34
	Диаметр наружный	dCT=1,55d3	56
	Толщина	CT?0.3d3	10.2
	Длина	LCT=(1…1.2)d3	53
Диск	Толщина	C=0,5 (S+ст)>0,25b2	7.28>7
	Радиусы закруглений и уклон	R ? 6 0	60

da2- диаметр вершин зубьев; b2- ширина венца колеса; d3 - диаметр тихоходного вала под колесо

Определяем толщину стенок и ребер жесткости редуктора

, (8.1)

где Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем =6мм

Список использованных источников

1. Дунаев, П.Ф. Детали машин.Курсовыое проектирование :учеб.пособие/ П.Ф. Думаев, О.П. Ленинов: - М.: Академия, 2003-399 с.

2. Куклин, Н.Р. Детали и машины / Н.Р. Куклин [и др.]- изд.8-е ,стереотип.-М.: Высш.шк.,2008.-352 с.

3.Скойбеда, А.Т. Детали машин и основы конструирования / А.Т. Скойбеда [и др.].-Мн.:Выш.шк.,2006.-560 с.

4. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин :учеб.пособие/ А.Е.Шейблит.-Калининград : Янтар.сказ,2006.-456 с.

Размещено на Allbest.ru

...