Редуктор одноступенчатый конический
Выбор передаточного числа конического редуктора с прямыми зубьями и подбор асинхронного двигателя. Прочностной расчет передачи с определением усилий в зацеплении. Подбор и расчет подшипников, валов и шпонок редуктора. Выбор смазочного материала.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 15.02.2011 |
| Размер файла | 247,5 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
Редуктор служит для уменьшения частоты вращения и соответствующего увеличения вращающего момента. В корпусе редуктора размещены одна или несколько передач зацеплением с постоянным передаточным отношением.
Редуктор общемашиностроительного применения - редуктор, выполненный в виде самостоятельного агрегата, предназначенный для привода различных машин и механизмов и удовлетворяющий комплексу технических требований, общему для большинства случаев применения без учета каких-либо специфических требований, характерных для отдельных областей применения.
Редукторы общемашиностроительного применения, несмотря на конструктивные различия, близки по основным технико-экономическим характеристикам: невысокие окружные скорости, средние требования к надежности, точности и металлоемкости при повышенных требованиях по трудоемкости изготовления и себестоимости. Это их отличает от специальных редукторов (авиационных, автомобильных и др.) - редукторов, выполненных с учетом специфических требований, характерных для отдельных отраслей промышленности.
В соответствии и ГОСТ 29076-91 редукторы классифицируют в зависимости от:
- вида применяемых передач, числа ступеней и взаимного расположения осей входного и выходного валов (параллельное, соосное, пересекающееся, скрещивающееся);
- взаимного расположения геометрических осей входного и выходного валов в пространстве (горизонтальное и вертикальное);
- способа крепления редуктора (на приставных лапах или на плите);
- расположения оси выходного вала относительно плоскости основания и оси входного вала (боковое, нижнее, верхнее) и числа входных и выходных концов валов.
Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах передачи обеспечивают планетарные и волновые редукторы.
Важнейший характеристический размер, в основном определяющий нагрузочную способность, габариты и массу редуктора называют главным параметром редуктора. Так для конического редуктора, расчет которого и будет приведен в пояснительной записке, - номинальный внешний делительный диаметр .
Реальный диапазон передаточных отношений (чисел) редукторов от 1 до 1000. Значения передаточных чисел должны соответствовать ряду R20 предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84). Для конических редукторов значение передаточного числа составляет в среднем до 6,3.
Конические редукторы применяются для передачи вращающего момента между валами, оси которых пересекаются под некоторым углом, который может составлять: и, как правило, он равен 900. Недостатком конических передач является то, что они более сложны в изготовлении и монтаже.
1. Выбор передаточного числа редуктора и подбор асинхронного двигателя
Определяем предварительное значение КПД привода по формуле:
, где
- общий КПД привода;
- КПД конической зубчатой передачи.
- КПД одной пары подшипников.
- КПД смазки.
Таким образом
Определяем требуемую мощность на ведущем валу привода N1 по формуле:
,
где N1 - мощность на ведущем валу; Вт;
N2 - мощность на ведомом валу, Вт. В соответствии с заданием N2=41 кВт;
- общий КПД привода, значение которого.
Тогда, кВт
Для полученного значения мощности выберем электродвигатель 4А200L4УЗ в соответствии с ГОСТ 19523-81 с мощностью кВт, частотой вращения об/мин.
Определяем передаточное число привода. Передаточное число вычислим формуле:
,
где n1 - частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
n2 - частота вращения выходного вала, об/мин;
Зная, что n1=1460 об/мин и n2=1310 об/мин, получаем: Из единого ряда стандартных значений передаточных чисел выберем u = 1,12 (ГОСТ 2185-81).
Определяем частоты вращения (угловые скорости) валов редуктора.
Угловые скорости входного и выходного валов (и ) вычислим по формуле:
,
где - вычисляемая угловая скорость, рад/с;
n - частоты вращения входного и выходного валов редуктора, об/мин.
Определяем моменты вращения на валах привода.
,
,
где Т1 - определяемый вращающий момент, ;
N1 - мощность на ведущем валу; N1=45000 Вт;
- угловая скорость ведущего вала редуктора, = 153.
2. Прочностной и геометрический расчет передачи с определением усилий в зацеплении
Выбираем материал для шестерни и колеса.
Для изготовления шестерни и колеса принимаем согласно таблице (ГОСТ 1050-88)
Для шестерни: сталь 40ХН (термообработка объёмная закалка, улучшение.) H1=302 HB, Н1=53НRC.
Для колеса: сталь 40ХН (термообработка объёмная закалка, улучшение.) H1=269НВ, Н1=48НRC.
(НВ - твёрдость рабочей поверхности зубьев.)
Далее определим пределы контактной выносливости зубьев .
1. Для шестерниМПа
2. Для колеса МПа
Допускаемые контактные напряжения находим по формуле
,
- минимальный коэффициент запаса прочности при нормализации, улучшении или объёмной закалке.
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.
=1.1 (при улучшении или объёмной закалке.)
находим по формуле:
=, при >;
- расчётное число циклов напряжений при постоянной нагрузке.
>
>, где - базовое число циклов, равное 84000000 циклам и где -ресурс работы передачи.
=,
=
Зная коэффициенты долговечности, запаса прочности и предел контактной выносливости, определяем искомое значения допускаемых контактных напряжений:
МПа,
МПа,
В качестве расчётного значения для конической прямозубой передачи, принимаем меньшее из допускаемых напряжений. МПа.
Расчёт зубчатой передачи.
Определение основного геометрического параметра передачи (внешнего делительного диаметра колеса)
Кd = 165 - вспомогательный коэффициент.
допускаемое контактное напряжение = 804,5 МПа
= 0,85 - коэффициент вида зубьев.
-коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца зубчатого колеса,
, следовательно, по ГОСТ - 12289 - 76 =180 мм.
По табл. 4.13 назначаем ширину венцов зубчатых колёс:
b2 = 30 мм. А ширина венца шестерни: =0,857= 34 мм.
Определяем число зубьев колеса по эмпирической формуле, принимая С = 11,2
принимаем 28
Число зубьев шестерни z1 =
Принимаем z1 = 25
Окончательное значение передаточного числа конической передачи.
Определяем внешний окружной модуль для колёс с прямыми зубьями.
Вычислим основные геометрические параметры
Углы делительных конусов
колеса
шестерни
Внешнее конусное расстояние
Среднее конусное расстояние
Внешний делительный диаметр шестерни:
Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
- шестерни
- колеса
Средние делительные диаметры шестерни и колеса.
, где
средний делительный диаметр шестерни.
, где
средний делительный диаметр колеса.
где - коэффициент ширины зубчатого венца
= =
Определяем силы действующие в зацеплении зубчатых колес:
Окружная сила на среднем диаметре (пренебрегая потерями энергии в зацеплении по формуле)
, где
окружная сила на среднем диаметре.
Осевая сила на шестерне равная радиальной силе на колесе
осевая сила на шестерне.
Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе .
Произведем проверочный расчет передачи на контактную выносливость:
,
для этого определяем среднюю окружную скорость колес
,
1 - угловая скорость колёс рад/с, d1 - средний делительный диаметр.
По таблице определяем степень точности передачи, степень точности 7.
коэффициент нагрузки;
, где
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, ;
коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.
- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца зубчатого колеса.
Вычисляем рабочее контактное напряжение:
меньше
Недогрузка составляет:
Проведём проверочный расчёт на выносливость при изгибе зубьев колёс.
, где
коэффициент нагрузки;
, где
;
,
;
Коэффициент = 3,8 (принимаем в соответствии с таблицей 4,12).
Находим рабочее напряжение зубьев колеса:
= 371.4 МПа
Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на усталость:
== ,
где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений. Для данного случая =650МПа.
- минимальный коэффициент запаса прочности, который равен 1.75
== = 371,4 МПа
Определяем напряжение при изгибе зубьев шестерни:
Для этого определяем биэквивалентное число зубьев шестерни:
по таблице находим , (по табл. 4.12)
меньше = 371,4 МПа.
3. Расчет валов редуктора
Предварительный расчет валов редуктора.
Ведущий вал.
Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении МПа определяем по формуле:
,
где - вращающий момент на входном валу, Н·м.
Таким образом, мм.
После определения минимального диаметра вала, конструктивно выбирается истинный диаметр. Таким образом
Ведомый вал.
Диаметр выходного конца ведомого вала определяем аналогично вычислению диаметра выходного конца ведущего вала.
мм.
Принимаем ГОСТ
Построение эскизной компоновки.
На основе данных, полученных в 3.1, проводится построение эскизной компоновки в соответствии с рекомендациями, изложенными в «Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Ицкович, Б.Б. Панич, Москва: «Машиностроение» 1964»
Установку валов проектируем на радиально-упорных подшипниках. Для предотвращения вытекания масла из подшипниковой полоски, предусматриваем установку резиновых манжет, в крышках с отверстиями, для выступающих концов валов.
Построение эскизной компоновки приведено в приложении.
Расчет усилий, действующих на валы.
Расчет усилий, действующих на ведущий вал.
Из эскизной компоновки: .
Вычисление усилия от муфты (которое возникает из-за неизбежной несоостности соединяемых валов редуктора и эл/двигателя).
а) первая плоскость yox:
, откуда:
, откуда:
б) вторая плоскость zox:
, откуда:
откуда:
Реакция в опоре А вычисляется по формуле:
Реакция в опоре В вычисляется по формуле:
Расчет усилий, действующих на ведомый вал.
Расчет ведомого вала проведем по аналогии с расчетом ведущего. Из эскизной компоновки: .
Определение реакций:
а) первая плоскость yox:
, откуда:
, откуда:
б) вторая плоскость zox:
, откуда:
, откуда:
Реакция в опоре А вычисляется по формуле:
Реакция в опоре В вычисляется по формуле:
Построение эпюр моментов, действующих на валы.
Построение эпюр для ведущего вала.
Вычислим значение момента в месте приложения реакции в сечении УОХ.
Рассматривая вал слева, получим:
Вычислим значение момента в месте приложения реакции в сечении УОХ. Рассматривая вал справа, получим:
В сечении ZOX в месте приложения реакции , рассматривая вал слева, получим:
В сечении ZOX в месте приложения силы , рассматривая вал справа, получим:
Суммарный момент в месте приложения реакции равен 117,4 Н*м
Суммарный момент в месте приложения реакции равен
Суммарный момент в месте приложения силы равен 46,17Н*м
Построение эпюр для ведомого вала.
Расчет ведомого вала проведем по аналогии с расчетом ведущего. Вычислим значение момента в месте приложения реакции в сечении УОХ. Рассматривая вал справа, получим:
Вычислим значение момента в месте приложения окружной нагрузки в сечении YОХ. Рассматривая вал слева, получим:
В сечении ZOX в месте приложения радиальной нагрузки , рассматривая вал справа, получим:
справа:
Суммарный момент в месте приложения реакции равен -269,5 Н*м
Суммарный момент в месте приложения силы равен
Расчет валов редуктора на статическую прочность и выносливость.
Ведущий вал.
Сечение 1-1 (опасное сечение)
Максимальное напряжение изгиба и кручения вычисляется по формуле:
,
- суммарный изгибающий момент, Нм, который вычисляется по формуле:
,
где - изгибающий момент при рассмотрении плоскости XOY, - изгибающий момент при рассмотрении плоскости ZOX, (см. эпюр для ведущего вала).
- осевой момент сопротивления сечения вала,
Таким образом,
, где - диаметр вала в опасном сечении, мм;
, тогда:
По формуле для :
Максимальное напряжение кручения - определяется по формуле:
,
где - полярный момент сопротивления сечения вала, .
Определяется по формуле , тогда:
Максимальное напряжение сжатия , МПа, определяется по формуле:
,
где F - площадь сечения вала, .
Площадь сечения вала находится по формуле:
,
Таким образом
По таблице по табл. 7.1. [1] для материала вала сталь 40ХH принимаются механические характеристики, МПа: и значения коэффициентов , где - предел текучести материала вала при нормальном напряжении; - предел текучести материала вала при касательном напряжении; - предел прочности материала вала; - предел выносливости для материала вала при симметричном (знакопеременном) цикле изгиба; - предел выносливости для материала вала при симметричном цикле кручения; и - коэффициенты чувствительности материала вала к ассиметрии цикла.
По гипотезе сохранения энергии формоизменения эквивалентные напряжения при сложном напряженном состоянии могут быть найдены следующим способом:
, где - напряжение кручения:
, где , d - диаметр вала в опасном сечении.
Таким образом:
- запас статической прочности определяется по формуле:
,
где - коэффициент перегрузки, .
Так как у нас вал - шестерня то принимаем запас статической прочности больше допустимого
Выносливость
По таблице 8.20 определяются значения для ведущего вала:
-исходные
где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы.
По таблице 8.18, 8.19 (Чернилевский стр. 311) определяются значения коэффициентов
соответственно ; , где - коэффициент влияния шероховатости поверхности при посадке подшипника с натягом; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, для неупрочненных поверхностей .
Коэффициенты снижения пределов выносливости находятся по формулам:
Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т.е. , а касательные напряжения - по от нулевому, т.е. , где - амплитудные напряжения; - среднее напряжение цикла.
по нормальным напряжениям:
по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент:
Ведомый вал.
Сечение II-II (опасное сечение)
По таблице по табл. 7.1. [1] для материала вала сталь 40XH принимаются механические характеристики, МПа:
и значения коэффициентов
, где - предел текучести материала вала при нормальном напряжении; - предел текучести материала вала при касательном напряжении;
- предел прочности материала вала; - предел выносливости для материала вала при симметричном (знакопеременном) цикле изгиба; - предел выносливости для материала вала при симметричном цикле кручения; и - коэффициенты чувствительности материала вала к ассиметрии цикла.
Сечение II-II (опасное сечение):
,
Выносливость
По таблице 8.20 определяются значения для ведущего вала:
-исходные
где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы.
По таблице 8.18, 8.19 определяются значения коэффициентов соответственно ; , где - коэффициент влияния шероховатости поверхности при посадке подшипника с натягом; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, для неупрочненных поверхностей .
Коэффициенты снижения пределов выносливости находятся по формулам:
Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т.е.
, а касательные напряжения - по от нулевому, т.е.
, где - амплитудные напряжения; - среднее напряжение цикла.
по нормальным напряжениям:
по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент:
4. Подбор подшипников
Ведущий вал.
Для опоры А (см. приложение, эскизную компоновку) принимается роликовый радиально-упорный подшипник средней серии 7311А. Соответственно для опоры В принимается роликовый радиально-упорный подшипник той же средней серии 7311А.
1). Суммарные радиальные реакции подшипников:
для опоры А:
для опоры В:
Значения реакций, стоящих под знаком корня, берем из расчетов для построения эпюр.
2). Определение суммарных опорных реакций ведущего вала от нагрузок в зацеплении и муфты, рассматривая худший случай:
3). Находится базовый расчетный ресурс принятых подшипников. Для проведения расчета приведем исходные данные по каждому из подшипников:
Примем динамическую грузоподъёмность подшипников:
Определим следующие параметры подшипников:
Осевые составляющие реакций определим по формуле:
Вычислим осевые нагрузки на подшипники:
Поскольку сумма всех осевых сил, действующих на опору А, положительна:
, расчётная осевая сила для опоры А:
для опоры В:
Определим базовый (расчетный ресурс наиболее нагруженного подшипника А:
Так как , то Х=0,4;
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Базовый расчетный ресурс подшипника А:
часов, что больше допустимого ресурса работы в 17000 часов. Но так как грузоподъемность у подшипников большего диаметра выше необходимого, принимаем данный подшипник.
Ведомый вал.
Все расчеты ведутся аналогично расчетам для ведущего вала. Подшипники 7310.
1). Суммарные радиальные реакции подшипников:
для опоры А:
для опоры В:
2). Определение суммарных опорных реакций ведущего вала от нагрузок в зацеплении и муфты, рассматривая худший случай:
3). Находится базовый расчетный ресурс принятых подшипников. Для проведения расчета приведем исходные данные по каждому из подшипников:
Примем динамическую грузоподъёмность подшипников:
Определим следующие параметры подшипников:
Осевые составляющие реакций определим по формуле:
расчётная осевая сила для опоры А:
для опоры В:
Так как , то Х=0,4;
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Базовый расчетный ресурс подшипника А:
часов, что больше ресурса работы в 17000 часов.
Но так как грузоподъемность у подшипников большего диаметра выше необходимого, принимаем данный подшипник.
5. Подбор и расчет шпонок редуктора
Побор шпонки на ведущий вал.
По табл. 7.7 [1] выберем параметры шпонки (ГОСТ 23360-78):
длина l=45 мм
ширина b=14 мм;
высота h=12 мм;
глубина шпоночного паза в валу 7,5 мм;
глубина шпоночного паза в ступице =4,8 мм.
Выбранную шпонку проверим на сопротивление смятий боковых поверхностей по формуле 7.2 [1]:
,
где Т - передаваемый момент, Н*м;
d - диаметр вала, d=50 мм;
- расчетная длина шпонки: мм;
- допустимое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице 100…120МПа.
Таким образом:
.
Побор шпонки на ведомый вал.
По табл. 7.7 [1] выберем параметры шпонки (ГОСТ 23360-78):
длина l=45 мм
ширина b=14 мм;
высота h=12 мм;
глубина шпоночного паза в валу =7.5 мм;
глубина шпоночного паза в ступице =4.8 мм.
Выбранную шпонку проверим на сопротивление смятий боковых поверхностей по формуле 7.2 [1]:
,
где Т - передаваемый момент, Н*м;
d - диаметр вала, d=50 мм;
- расчетная длина шпонки: мм;
- допустимое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице 100…120 МПа.
Таким образом:
.
6. Выбор смазочного материала
Смазывание конической передачи примем погружением зубьев колеса на всю длину в масло, залитое в корпус. Смазывание подшипников редуктора - масляным туманом (разбрызгивание). Ориентировочно определяем необходимую вязкость масла по формуле: , где - рекомендуемая кинематическая вязкость смазочного материала при температуре с и заданной средней окружной скорости V или скорости скольжения передачи V, - рекомендуемая вязкость.
Таким образом
Выбираем смазку для подшипников. Принимаем консистентную смазку - консталин УТ-1. (ГОСТ 1957-52)
Заключение
редуктор конический двигатель прочностной
В данной работе был спроектирован конический редуктор с прямыми зубьями. В пояснительной записке отражены все необходимые этапы, которые необходимо проделывать при проектировании конических редукторов. В ходе работы был выполнен сборочный чертеж редуктора и спецификация в соответствии с требованиями, установленными ГОСТ.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Определение главного параметра конического редуктора. Выбор передаточного числа редуктора, подбор асинхронного двигателя и подшипников. Прочностной и геометрический расчеты передачи с определением усилий в зацеплении. Построение эскизной компоновки.
контрольная работа [137,4 K], добавлен 19.05.2011Подбор электродвигателя. Расчет общего передаточного числа. Кинематический расчет валов, клиноременной и конической передачи. Подбор подшипников для конического редуктора. Ориентировочный расчет и конструирование быстроходного вала конического редуктора.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 06.01.2016Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.
курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.
курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.
курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.
курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012Кинематический и силовой анализ привода, выбор электродвигателя, передаточных отношений для редуктора и цепной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес. Расчет конической прямозубой передачи, определение усилий в зацеплении.
дипломная работа [508,6 K], добавлен 03.01.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011
