Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Исходные данные

Индивидуальные задания для выполнения курсового проекта представлены в табл. 1.

Таблица 1. Индивидуальные задания по курсовому проектированию

m	zсум	aw	u	m	zсум	aw	u	m	zсум	aw	u
2	100	100	1,4	2,5	100	125	1,4	4	100	200	1,4
2	100	100	1,6	2,5	100	125	1,6	4	100	200	1,6
2	100	100	1,8	2,5	100	125	1,8	4	100	200	1,8
2	100	100	2,0	2,5	100	125	2,0	4	100	200	2,0
2	100	100	2,24	2,5	100	125	2,24	4	100	200	2,24
2	100	100	2,5	2,5	100	125	2,5	4	100	200	2,5
2	100	100	3,15	2,5	100	125	3,15	4	100	200	3,15
2	100	100	3,55	2,5	100	125	3,55	4	100	200	3,55
2	100	100	4,0	2,5	100	125	4,0	4	100	200	4,0
2	100	100	4,5	2,5	100	125	4,5	4	100	200	4,5
2	125	125	1,4					4	125	250	1,4
2	125	125	1,6					4	125	250	1,6
2	125	125	1,8					4	125	250	1,8
2	125	125	2,0					4	125	250	2,0
2	125	125	2,24					4	125	250	2,24
2	125	125	2,5					4	125	250	2,5
2	125	125	3,15					4	125	250	3,15
2	125	125	3,55					4	125	250	3,55
2	125	125	4,0					4	125	250	4,0
2	125	125	4,5					4	125	250	4,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5
2	160	160	2,5	2,5	160	200	2,5

Задаются параметры зубчатой пары редуктора, которые записываются в тетрадь:

1. m (мм) - модуль зацепления;

2. u - передаточное число;

3. zсум - суммарное число зубьев;

4. aw (мм) - межцентровое расстояние.

Рис. 1

2. Определение параметров зубчатой пары

Расчет одноступенчатого редуктора начинается с определения всех параметров зубчатой пары.

1. Параметры ведущего зубчатого колеса:

z1 = zc/(u+1) - число зубьев ведущего колеса (должно быть целым числом);

d1 = m z1 - диаметр делительной окружности;

dа1 = m(z1+2) - диаметр окружности выступов;

df1 = m(z1-2,5) - диаметр окружности впадин;

dв1 = d1cosб - основной окружности,

2. Число зубьев ведомого колеса:

z2 = zc - z1

3. Параметры ведущего зубчатого колеса:

d2 = m z2 - диаметр делительной окружности;

dа2 = m(z2+2) - диаметр окружности выступов;

df2 = m(z2-2,5) - диаметр окружности впадин;

dв2 = d2cosб - основной окружности,

4. Уточняем u = z2/z1(т.к. число зубьев ведущего колеса z1 может быть округлено), uрас не должно отличаться от ГОСТ больше, чем на 2,5 %.

5. Далее определяем:

- Р= m(мм) - шаг зацепления;

- ширину зубчатых колес b1 и b2, причем b1 > b2 приблизительно на 5 мм.

b2 = кm,

где к - коэффициент, зависящий от способа обработки зубчатых колес, и выбирается в пределе 10…15, так, чтобы выполнялось условие 30 <b2<50.

b1 = b2 + 5.

- ширину (или толщину) основания зуба s=p/2.

Рис. 2. Схема сил действующих на зуб: b - длина зуба или ширина зубчатого колеса; Pn - усилие, действующее по нормали к зубу; Т= Рnsinб - сжимающее усилие; P0 = Pncosб - окружное усилие, Pn = P0/cosб

3. Выбор электродвигателя

Выбирают электродвигатель, исходя из возможностей зубчатой пары (учитывая работу зуба только на изгиб без учета контактных напряжений).

При изготовлении колес с невысокой или средней твердостью рабочих поверхностей зубьев (до НВ350) желательно, чтобы соблюдалось соотношение:

(НВш)min- (НВк)max=20 ч 25,

где (НВш)min и (НВк)max соответственно минимальное и максимальное значения твердости зубьев шестерни и колеса при принятых марках стали и термообработке. При высокой твердости рабочих поверхностей зубьев, как правило HВш=HBк.

W=bs2/6,

где b1,b2 - ширина шестерни и зубчатого колеса.

Из двух значений изгибающих моментов выбираем минимальный и определяем окружное усилие, передаваемое зубчатой парой:

P0 = Mизmin/h,

где h - высота зуба.

Находим Mkp1 и Mkp2 по формуле:

Mkp = P0rw,

где rw - радиус начальной или делительной окружности (т.к. они совпадают для неисправленных колес).

Проверяем u=Mkp2/Mkp1 должно равняться uрас.

Находим мощность на ведущем валу:

N=Mkp1щ1,

где N - мощность, Вт;

Mkp - крутящий момент, Нм;

щ1 - угловая скорость, рад/с.

щ1 = n1/30,

где n1 - об/мин. электродвигателя.

Числом об/мин n1, задаемся из справочника по выбору электродвигателей Записываем характеристики электродвигателя N и n и его марку.

Расчетная мощность не должна отличаться от выбранной по каталогу больше, чем на 5%. Проверить.

4. Расчет валов

Осуществляем предварительный расчет валов по [ф]кр - допустимому напряжению на кручение:

фкр1 = Мкр1/WР1 ? [ф]кр

WР1 = 0,2d3

где WР - момент сопротивления полярный;

d1 - диаметр вала (ведущего).

Значение [ф]кр = 15 ч 25 МПа (Н/мм2)для выбранного материала.

Полученный диаметр увеличиваем на 5-10%, учитывая шпоночную канавку, и округляем его до ближайшего большего:

Для ведомого вала расчет аналогичен:

.

Полученные значения d1 и d2 принимаем на выходных концах ведущего и ведомого валов. Диаметры валов под подшипники назначаем ближайшие большие значения по сравнению с расчетными и принятыми по ГОСТ и обязательно кратными "5". Если d вала выходного конца уже имеет значение кратное "5", то его оставляют без увеличения, предусматривая в дальнейшем необходимую посадку.

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Рис. 3

5. Подбор подшипников

Основными критериями работоспособности подшипников качения являются их динамическая и статическая грузоподъемности - C и C0(кН, Н) .

Динамической грузоподъемностью радиальных и радиально-упорных подшипников называют величину постоянной радиальной нагрузки, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом может выдержать в течение 1 млн. оборотов внутреннего кольца.

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника (в миллионах оборотов) - срок службы подшипников, в течение которого не менее 90% из данной труппы при одинаковых условиях должны проработать без появления признаков усталости металла.

Номинальная долговечность в часах:

Lh = 106/60n•(C/Pэ)б,

где С1,2 - динамическая грузоподъемность подшипников выбранных по каталогу согласно принятых диаметров валов под подшипники d1', d2';

Pэ - эквивалентная нагрузка, Н; кН;

б - показатель степени, для шарикоподшипников = 3;

n1,2 - частота вращения подшипников ведущего и ведомого валов, об/мин.

При расчете надо следить за тем, чтобы С и Рэ были выражены в одних и тех же единицах измерения - Н или кН.

n1 - частота вращения ведущего вала, равная оборотам электродвигателя.

n2=n1/uрас - частота вращения ведомого вала.

Эквивалентная нагрузка Рэ для однорядных радиальных шарикоподшипников определяется по формуле:

Pэ = (ХVFr + УFa)К*Кt

где X, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок,

V - коэффициент, учитывающий вращение колец, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;

Fr - радиальная нагрузка, Н;

Fa - осевая нагрузка, Н.

Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор (согласно указанной выше эскизной компоновки):

Fr = Ra = Rb = Pn/2.

Fa осевая нагрузка незначительна по сравнению с радиальной, принимается равной нулю Fa= 0.

Находим отношение осевой нагрузки к радиальной - Fa/VFr. Если Fa/VFr ? e, то принимаются Х=1, У=0, где е - параметр осевого нагружения, числа всегда положительные.

Если Fa/VFr ? e,

то Х и У имеют другие значения.

К - коэффициент безопасности,

Кt - температурный коэффициент.

Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора выбираем попарно одинаковые радиальные однорядные шариковые подшипники.

Полученные значения Lh1 и Lh2 должны соответствовать долговечности редукторов. Для зубчатых редукторов долговечность составляет от 10000 до 36000 часов.



Рис. 4. Эскиз подшипника

Составляется эскиз подшипника с простановкой размеров в буквенном виде (ГОСТ 8338-75).

6. Расчет шпоночных соединений

Даётся эскиз шпоночного соединения, с простановкой размеров в буквенном виде.

Определяются расчётные напряжения усм и фср для шпоночных соединений ведущего и ведомого валов:

усм = Мкр/d/2·?p·h/2 ? [у]см;

фср = Мкр/d/2·?·b ? [ф]ср,

где ?p - рабочая длина шпонки;

? - общая длина шпонки;

b - ширина шпонки;

h - высота шпонки;

d - диаметр вала в месте постановки шпонки.

Диаметры валов под зубчатые колёса d1'' и d2'' предварительно назначаются. Их размеры можно принять по ГОСТ приблизительно на 3…5 мм больше по сравнению с принятыми диаметрами валов под подшипники. Затем, при окончательном расчёте валов по эквивалентному напряжению они окончательно уточняются.

Выбираются допустимые напряжения для принятых материалов шпонок:

[у]см = 100 - 120 Н/мм2

[ф]ср = 60 - 90 Н/мм2

Длина шпонки должна быть меньше длины ступицы зубчатого колеса на 3…5 мм. Первоначально принимаем длину ступицы равной длине зуба шестерни b1 и зубчатого колеса b2. Если расчетные напряжения получаются больше допустимых, то делаем перерасчет. Принимаем при этом минимальные допустимые напряжения, выражаем из формулы lp и определяем его значение. Затем находим общую длину шпонки l = lp + bшп, округляем по ГОСТ в большую сторону.

7. Окончательный расчет валов

Окончательный расчет валов производится по уэкв, когда известно расположение деталей в редукторе.

уэкв = Мпр/W ? [у]из

W = 0,1d3

где Мпр1,2 - приведенные моменты на ведущем и ведомом валах, Нм, Нмм;

Миз1,2 - изгибающие моменты на ведущем и ведомом валах, Нм, Нмм;

Мкр1,2 - крутящие моменты на ведущем и ведомом валах, Нм, Нмм.

Для одноступенчатого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор:

Ra = Rb = Pn/2.

При заданной компоновке:

Ra = Rb> Миз1 = Миз2,

где Ra, Rb - реакция опор в подшипнике, Pn = P0/cosб (рис.2 с.7 методических рекомендаций).

Миз = Raamax,

где а - расстояние от середины подшипника до середины зубчатого колеса.

amax = Bmax/2 + ?max + Уmax + ?ст max/2,

где У - 8…12 мм, определяется шириной мазеудерживающего кольца;

В - ширина подшипника средней серии,

?ст - длина ступицы зубчатого колеса.

Величина зазора в редукторе от стенки до ступицы ?=0.03aw+1, но не менее 8 мм, еcли: результат > 8 мм, то оставляем его, еcли менее 8 мм, то принимаем его равным 8 мм.

Полученные диаметры увеличиваем на 5…10 %, учитывая ослабления шпоночной канавкой и округляем до ближайшего большего по ГОСТ.

Выполнить эскизную компоновку редуктора.

Рис. 5

8. Выбор конструкции зубчатых колес

Рассчитать все размеры по формулам:

da ? 500 мм

dст = 1,6d вала

Dо = df - 2дo

?ст = (1,2 ч 1,5)d вала

С = 0,2В, но не менее 10 мм

дo = (2,5 ч 4)mn, но не менее 8 ч 15 мм

dотв = 0,25(Dо - dст)

Dотв = 0,5(Dо - dст)

Рис. 6

9. Выбор смазки зубчатых колес и подшипников

1. Смазка редукторов подбирается в зависимости от окружных скоростей ведущего и ведомого валов:

V1,2 = рdn/1000·60 (м/с)>вязкость масла>марка масла,

где d 1,2 - диаметры делительных окружностей зубчатых колес;

n 1,2 - частота вращения ведущего и ведомого валов.

2. Скорость подшипников качения по критерию dn ? 300000 - густая (консистентная), dn ? 300000 - жидкая (картерная), где d1,2 - диаметры валов под подшипники; n 1,2 - частота вращения ведущего и ведомого валов.

10. Уплотнения подшипниковых узлов

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки, в опорных узлах служат уплотнительные устройства. Вид уплотнений выбирается в зависимости от скорости вращения:

V1,2 = рdn/1000·60,

где d 1,2 - диаметры валов в месте постановки уплотнений d1', d2';

n 1,2 - частота вращения ведущего и ведомого валов.

Допустимые значения скорости:

- для войлочных колец - до 2 м/с;

- для фетровых уплотнений - до 5 м/с;

- для манжетных уплотнений - до 10 м/с;

- для лабиринтных практикуется - до 30 м/с;

- для щелевых - до 10 м/с.

Дать эскизы уплотнений с простановкой размеров в буквенном виде.

11. Крышки подшипников

Размеры принимаются по наружному диаметру подшипника D:

s = 8 ч 12 мм.

e = 5 ч 8 мм.

Do = D + e

12. Расчет деталей корпуса редуктора

Основные элементы корпуса редуктора рассчитываются согласно табл. 2.

Таблица 2. Основные элементы корпуса из чугунного литья

Наименование	Обозначение	Ориентировочные соотношения (размеры в мм)
Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора	д, д1	д?8 мм, д1?8 мм д = 0,025аw+1 д1 = 0,02аw+1
Глубина корпуса	Н	аw
Длина лап	М	не менее 1,75аw
Толщина фланца корпуса	b	b = 1,5д
Толщина фланца крышки корпуса	b1	b1 = 1,5 д1
Размеры сопряжений: расстояние от стенки расстояние от фланца радиус закругления		толщина стенок д, д1
		8-15	15-20	20-25
	х у R	2-3 15 5	4 20 5	5 25 5
Фундаментные болты: диаметр количество	d1 n1	d1 = 0,036аw+1 n1 = М+Н/200ч300, но не менее 4
Диаметры болтов: у подшипников соединяющих корпус с крышкой	d2 d3	d2 = (0,7ч0,75)d1 d3 = (0,5ч0,6)d1
Размер, определяющий положение болтов d2	q	q = 0,5d2+ d4 d4 - винты крепления крышки подшипника (М8-М12)
Высота бобышки по болт d2	hб	Выбирают конструктивно так, что-бы образовалась опорная поверх-ность под головку болта и гайку
Размеры элементов фланцев: ширина расстояние до оси болта диаметр отверстия		Диаметр болта d
		М6	М8	М10	М12	М16	М20	М24
	Кi	22	24	28	33	39	48	54
	Ci	12	13	15	18	21	25	27
	doi	7	9	11	13	17	22	26
Размеры штифта: диаметр длина	dш ?ш	dш ? d3 ?ш = b+b1+5 мм

13. Вес редуктора

Вес редуктора определяется исходя из межцентрового расстояния (табл. 3).

Таблица 3. Вес некоторых типов редукторов

Зубчатые цилиндрические одноступенчатые редукторы
Межосевое расстояние, мм	100	150	200	250	300	350
Вес редуктора, кг	40	80	140	250	330	600

Рис. 7

Литература

подшипник зубчатый шпоночный вал

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для вузов. - М.: Академия, 2009.

2. А.Е. Беляев Расчет и конструирование деталей машин: учеб. пособие в 2-х частях.- Курган: КГУ, 2008.

3. С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Д.Н. Чернилевский. Курсовое проектирование деталей машин, - М., Машиностроение, 1979, 351с.

4. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцев. Курсовое проектирование деталей машин. - М., Машиностроение, 1987, 416с.

5. П.Г. Гузенков. Краткий справочник по расчётам деталей машин, - М., Высшая школа, 1968.

6. Б.П. Дашкевич. Атлас деталей машин.

Размещено на Allbest.ru

...