Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчёт

1.1 Кинематический анализ схемы привода

1.2 Определение потребной мощности электродвигателя

1.3 Определение возможного общего передаточного отношения передачи

1.4 Определение общего передаточного отношения которое может быть реализовано в проектируемом приводе

1.5 Определение общего передаточного числа привода и разбивка по ступеням передач

1.6 Определение частоты вращения валов

1.7 Определение мощностей на валах редуктора

1.8 Определение скорости вращения валов

1.9 Определение крутящих моментов на валах

2. Расчет первой передачи (быстроходной)

2.1 Выбор материала и определение параметров к расчету

2.2 Расчет допускаемых напряжений

2.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

2.2.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений

2.3 Проектный расчет на контактную выносливость

2.4 Геометрический расчет передачи

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

2.6 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжению изгиба

2.7 Проверка прочности зубьев при перезагрузках

3. Расчет второй передачи (тихоходной)

3.1 Выбор материала и определение параметров к расчету

3.2 Расчет допускаемых напряжений

3.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

3.2.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений

3.3 Проектный расчет на контактную выносливость

3.4 Геометрический расчет передачи

3.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

3.6 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжению изгиба

3.7 Проверка прочности зубьев при перезагрузках

4. Проектный расчёт в конструирование валов

4.1 Общие положения

4.2 Расчёт входного вала

4.3 Расчёт промежуточного вала

4.4 Расчёт выходного вала

5. Конструирование зубчатых колес

6. Конструирование корпуса редуктора

Список литературы



Введение

В пояснительной записке представлены расчеты к обоснованию разработанного двухступенчатого цилиндрического редуктора.

В кинематической схеме редуктора по заданной в техническом задании нагрузка привода Рвых определены потребная мощность электродвигателя, принят электродвигатель. Определены основные параметры редуктора - передаточное число, мощности и нагрузки на валах, частоты вращения валов. Перечисленные данные использовались для расчёта конструкции редуктора.

Проведены расчеты зубчатых передач редуктора на прочность, в результате которых определены геометрические параметры деталей зубчатых передач и основные габаритные размеры - межосевые расстояния, диаметры и ширина зубчатых колёс, выполнен проектный расчёт валов.

На основании выполненных расчётов разработан проектный чертёж конструкции редуктора.



1. Кинематический расчёт

Проведем кинематический расчет привода ленточного конвейера, при заданной угловой скорости щ3=3,5р рад/с, мощности на выходе Рвых - 6 кВт и диаметре барабана D=320мм.

1.1 Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического редуктора и приводного барабана. Таким образом, привод содержит две ступени передач:

быстроходная цилиндрическая ступень редуктора, состоящая из двух косозубых зубчатых колес (1 и 2), передающих мощность от вала I к валу II.

Тихоходная цилиндрическая ступень редуктора, выполненная в виде двух косозубых зубчатых колес(1 и 2), передающих мощность от вала II к валу III.

1.2 Определение потребной мощности электродвигателя

Рвых=6 кВт

Определим общий КПД привода:

где общ - общий КПД привода;

зМ - КПД муфты

зБП - КПД быстроходной передачи;

зТП - КПД тихоходной передачи.

Определим потребную мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления):

Pпот=

Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя

Определим частоту вращения выходного вала:

nвых ==105 об/мин

1.3 Определение возможного общего передаточного отношения передачи

Асинхронный электронный двигатель у которого при одной и той же мощности могут быть следующие частоты вращения 2800(3000) синхронные без нагрузки частоты вращения.

В связи с этим у привода может быть следующее общее передаточное отношение:

- рабочие обороты двигателя

1.4 Определение общего передаточного отношения которое может быть реализовано в проектируемом приводе

кН

Расчёт входного вала равна 9зках:й поверхности зуба:

Выбор электродвигателя:

По исходным данным Pпот=6,37 кВт и nдв=1450 об/мин выбираем асинхронный электродвигатель основного исполнения марки АИР132S4, мощность которого Рдв=7,5кВт, частота вращения nдв=1440 об/мин и диаметр вала

1.5 Определение общего передаточного числа привода и разбивка по ступеням передач

Общее передаточное число редуктора определяется по формуле:

===13,7

Произведём разбивку передаточного числа редуктора на передаточные числа быстроходной UБП и тихоходной UТП ступеней:

UТП=0,880,88

UБП==4,2

1.6 Определение частоты вращения валов

Частота вращения входного вала:

n1 = nДВ =1440 об/мин

Частота вращения промежуточного вала:

Частота вращения выходного вала:

1.7 Определение мощностей на валах редуктора

Мощность на входном валу

кВт

Мощность на промежуточном валу

кВт

Мощность на выходном валу

1.8 Определение скорости вращения валов

1.9 Определение крутящих моментов на валах

Момент на входном валу

Момент на промежуточном валу

Момент на выходном валу

Результаты кинематического расчета

Таблица №1 Результаты кинематического расчета

Расчетные параметры	Номер вала
	I	II	III
Передаточное число ступени	4,2	3,26
Частота вращения n, об/мин	1440	342	105
Мощность P, кВт	6.37	6.18	6
Момент Т, Нм	42,5	173	547



2. Расчет первой передачи (быстроходной)

Исходные данные: ; T2=173 Н•м; n1= 1440 об/мин.; n2= 342 об/мин; =4,2; срок службы L=5 лет; Кгод = 0,7; Ксут= 0,3;

2.1 Выбор материала и определение параметров к расчету

Выбираем для колеса и шестерни сталь 40Х

Таблица №2 - Материалы для зубчатых колес, виды их

Параметр	Шестерня	Колесо
Марка стали	40Х	40Х
Термическая обработка	Закалка ТВЧ	Улучшение
Твердость поверхностей зубьев	500	300
Н lim, МПа	920	670
F lim, МПа	850	540
Т, МПа	1300	800
В, МПа	1600	1000
SH	1,2	1,1
SF	2	2
YR	1,1	1,2
ZR	1	1
NHO, циклов	87	25
NHE, циклов	4	4
С	1	1

2.2 Расчет допускаемых напряжений

2.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

Продолжительность допускаемых контактных напряжений:

Эквивалентное число циклов напряжений:

==274

=;

Коэффициент долговечности:

принимаем =1

принимаем =1

Допускаемые контактные напряжения:

=;

=

Принанимаем наименьшее из двух значений .



2.2.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений:

==238

==;

Параметр	Обозначение	Расчетная формула
Межосевое расстояние	, мм	122
Передаточное число		4,2
Ширина колеса	, мм	=36,6
Ширина шестерни	, мм	=38,6
Модуль нормальный	, мм	= (0,01…0,02) =0,01 1,22
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Отклонение передаточного числа
Делительное межосевое расстояние	,мм
Угол зацепления		arccos()=
Делительные диаметры	, мм , мм	==1,25?38,5=47 ==1,22?161,5=197
Диаметры вершин зубьев	, мм , мм	= =
Диаметры впадин зубьев	, мм , мм	= =

Коэффициент долговечности:

, принимаем 1

, принимаем 1

Допускаемые изгибные напряжения:

2.3 Проектный расчет на контактную выносливость

Определим межосевое расстояние передачи:

где  = 490; =0,3; =0,8;

Принимаем аw=122 мм

2.4 Геометрический расчет передачи

Таблица №3 - Геометрические параметры передачи

Параметр	Обозначение	Расчетная формула
Межосевое расстояние	, мм	122
Передаточное число		4,2
Ширина колеса	, мм	=36,6
Ширина шестерни	, мм	=38,6
Модуль нормальный	, мм	= (0,01…0,02) =0,01 1,22
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Отклонение передаточного числа
Делительное межосевое расстояние	,мм
Угол зацепления		arccos()=
Делительные диаметры	, мм , мм	==1,25?38,5=47 ==1,22?161,5=197
Диаметры вершин зубьев	, мм , мм	= =
Диаметры впадин зубьев	, мм , мм	= =

Вычислим кинематические параметры передачи:

Передаточное число:

=

Окружная скорость в зацеплении:

Так как , то степень точности передачи равна 8.

Вычислим усилия в зацеплении:

Окружная сила:

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Определим расчетное контактное напряжение для полюса зацепления:

Па делим расчетное к редуктор передача вал корпус



2.6 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжению изгиба

Определим напряжение изгиба на переходной поверхности зуба шестерни:

Определим напряжение изгиба на переходной поверхности зуба колеса:

2.7 Проверка прочности зубьев при перезагрузках

Определим max контактное напряжение при перегрузках:

Мпа

624 МПа 2240 Мпа

Определим max напряжение изгиба при перезагрузках:

Мпа



3. Расчет второй передачи (тихоходной)

Исходные данные: ;

n2= 342 об/мин.;

n3= 105 об/мин;

=3,26;

срок службы L=5 лет;

Кгод = 0,7;

Ксут= 0,3; ч.

3.1 Выбор материала и определение параметров к расчету

Выбираем для колеса и шестерни сталь 40Х

Таблица №2 - Материалы для зубчатых колес, виды их

Параметр	Шестерня	Колесо
Марка стали	40Х	40Х
Термическая обработка	Закалка ТВЧ	Улучшение
Твердость поверхностей зубьев	500	300
Н lim, МПа	920	670
F lim, МПа	850	540
Т, МПа	1300	800
В, МПа	1600	1000
SH	1,2	1,1
SF	2	2
YR	1,1	1,2
ZR	1	1
NHO, циклов	87	25
NHE, циклов	4	4
С	1	1



3.2 Расчет допускаемых напряжений

3.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений:

==65

=;

Коэффициент долговечности:

Допускаемые контактные напряжения:

=;

=

Принанимаем наименьшее из двух значений .

3.2.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений:

==56,6

==;

Коэффициент долговечности:

, принимаем 1

, принимаем 1

Допускаемые изгибные напряжения:

3.3 Проектный расчет на контактную выносливость

Определим межосевое расстояние передачи:

где  = 490; =0,3; =0,8

Принимаем аw=173 мм

3.4 Геометрический расчет передачи

Таблица №3 - Геометрические параметры передачи

Параметр	Обозначение	Расчетная формула
Межосевое расстояние	, мм	173
Передаточное число		3,26
Ширина колеса	, мм	=52
Ширина шестерни	, мм	=54
Модуль нормальный	, мм	= (0,01…0,02) =0,01 1,73
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число		=
Отклонение передаточного числа
Делительное межосевое расстояние	,мм
Угол зацепления		arccos()=
Делительные диаметры	, мм , мм	==1,73?47=81.3 ==1,73?153=265
Диаметры вершин зубьев	, мм , мм	= =
Диаметры впадин зубьев	, мм , мм	= =

Вычислим кинематические параметры передачи:

Передаточное число:

=

Окружная скорость в зацеплении:

Так как , то степень точности передачи равна 9.

Вычислим усилия в зацеплении:

Окружная сила:

3.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Определим расчетное контактное напряжение для полюса зацепления:

Па делим расчетное к



3.6 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжению изгиба

Определим напряжение изгиба на переходной поверхности зуба шестерни:

Определим напряжение изгиба на переходной поверхности зуба колеса:

3.7 Проверка прочности зубьев при перезагрузках

Определим max контактное напряжение при перегрузках:

Мпа

584 МПа 4480 Мпа

Определим max напряжение изгиба при перезагрузках:



4. Проектный расчёт в конструирование валов

4.1 Общие положения

Для изготовления валов выбираем сталь Ст.5.

Диаметры dв консольных участков входного и выходного валов, диаметр dк промежуточного вала под зубчатое колесо определяется расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемых напряжениях []:

,

где T - крутящий момент, передаваемый валом, Нм

[]=40 МПа=40

4.2 Расчёт входного вала

Диаметр консольного участка вала:

но так как вал входной, то

dB=dдв= 38 мм.

Принимаю подшипник № 206 ГОСТ8338-75

d=40мм; D=80мм; B=18мм.

Характеристики грузоподъемности: Сr= 25,5кН; Сor=13,7кН



4.3 Расчёт промежуточного вала

Диаметр вала под колесо:

Принимаю подшипник № 210 ГОСТ8338-75

d=30мм; D=62мм; B=16мм.

Характеристики грузоподъемности: Сr= 19,5кН; Сor=10,0кН

4.4 Расчёт выходного вала

Диаметр консольного участка вала:

Принимаю подшипник № 215 ГОСТ8338-75

d=45мм; D=85мм; B=19мм.

Характеристики грузоподъемности: Сr= 33,2кН; Сor=18,6кН



5. Конструирование зубчатых колес

Конструирование элементов зубчатых колес. Выбор материала, крепление на валах определялись конструктивно, с учетом общих рекомендаций изложенных в книге «П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование»[2]



6. Конструирование корпуса редуктора

Конструкции корпуса редуктора и крышки в том числе фланцев подшипниковых узлов и мест герметации уплотнений на валах определялись конструктивно с учетом общих рекомендаций изложенных в книге [2]



Список литературы

Л.В Курмаз, А.Т Скойбеда. Детали машин. Проектирование. Справочное учебно - методическое пособие. - М.: «Высшая школа»,2005-309с.

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Машиностроение,2004 - 506с

Размещено на Allbest.ru

...