Проектирование редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

1 Кинематический расчет привода

2 Расчет закрытой червячной передачи

3 Расчет цепной передачи

4 Предварительный расчет валов и эскизная компоновка редуктора

5 Расчет тихоходного вала (вала колеса)

6 Расчет шпонки

7 Выбор смазки

8 Выбор муфты

Список литературы

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определение вращающего момента на выходном валу привода:

Т₃ = P₃ / щ₃ = 5,5 * 10³ / 3,4 = 1617,64 Н * м

Определяем мощность на быстроходном валу.

P₁ = P₃ / з_общ

з_общ - общий КПД привода. [1. стр. 42, т. 2.2]

з_общ = з_{1 *} з_{2 *} з_n²

з₁ = 0,8…0,85 - КПД червячной передачи.

з₂ = 0,90…0,93 - КПД цепной передачи.

з₃ = 0,99…0,995 - Пара подшипников.

з_общ = з₁ * з₂ * з_n = 0,8 * 0,9 * 0,99 = 0,70

P₁ = P₃ / з_общ = 5,5 * 10³ / 0,70 = 7,86 Квт

Выбор электродвигателя. Выбираем электродвигатель 4A132М2: P₁ = P_дв = 11Квт, n₁ = n_дв = 2900 об / мин.

Определяем общее передаточное число:

U_общ = n₁ / n₃ = щ₁ / щ₃

щ₃ = (р * n₃) / 30

n₃ = (3,14 * 32,4) / 30 = 32,4 рад / с

U_общ = 2900 / 32,4 = 89,5

Разбивка общего передаточного числа привода по ступеням:

U_общ = U_{1 *} U₂

Принимаем передаточные числа по ГОСТ:

U_{1 -} передаточное число для червячной передачи

U_{2 -} передаточное число для цепной передачи

Принимаем:

U₁ = 31,5 [1. стр. 45, т. 2.3]

U₂ = U_общ / U₁ = 2,84

Определяем угловые скорости и вращающие моменты на валах привода. Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

T₁ = P₁ / щ₁ = 7857,14 / 303,53 = 25,88 Н * м

где щ ₁ - угловая скорость на первом валу привода.

щ₁ = = (р * n₁) / 30 = 3,14 * 2900 / 30 = 303,53 рад / с

Вращающий момент на втором валу:

T₂ = T₁ * U₁ * з₁ * з_n = 25,88 * 31,5 * 0,8 * 0,99 = 645,65 Н * м

щ₂ = щ₁ / U₁ = 303,53 / 31,5 = 9,63рад / с

Вращающий момент на третьем валу:

T₃ = T₂ * U₂ * з₂ * з_n = 645,65 * 2,84 * 0,9 * 0,99 = 1633,77 Н * м

щ₃ = щ₂ / U₂ = 9,63 / 2,84 = 3,39 рад / с

Вычисляем погрешность на выходном валу:

ДT = 100% * ( T_вых - T₃) / T_вых = 100% * (1617,64 - 1633,64) / 1617,64 = 0,99%.

Д щ = 100% * ( щ _вых - щ₃) / щ _вых = 100% * (3,4 - 3,39) / 3,4 = 0,29%. < 5%.

2 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для червяка и колеса принимаем одну марку стали. Сталь 40Х, термообработка улучшенная и закалка ТВЧ. [1, стр. 52, т. 3.1]

Определим скорость скольжения

V_s = ((4,3 * щ₂ * U₁) / 10³) = ((4,3 * 9,63 * 31,5) / 10³) = 11,2 м / с

В соответствии со скорость скольжения из первой группы применяем бронзу БрО10Ф1, полученная способом центробежного литья в которой предел прочности на растяжении у_в = 285Н / мм² и предел текучести у_т = 245Н / мм² [1,с.57,т.3,5]

Для материала червячного колеса определяем допускаемые контактные напряжения [у] _H и изгибающие [у] _F [1,с.58,т.3,6]

- при твердости витков червяка больше > 45HRC

[у] _H = K_HLC_v0.9 у_в

где K_HL - коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность

K_HL =

N - число циклов нагружения червячного колеса за весь срок службы

N = 573 * щ₂ * L_h

L_h - срок службы привода

N_колеса = 573 * 9,63 * 7500 = 41,38 * 10⁶

K_HL = = 0,66

[у]_H = 0,66 * 0,80 * 285 * 0,9 = 135,4 H / мм²

Определим межосевое расстояние червячной передачи. Определяем главный параметр - межосевое расстояние , мм:

Принимаем по условию мм. [1, т. 13,15]

Выбираем число витков червяка :

[1, стр. 71]

Определяем число зубьев червячного колеса:

;

Принимаем

Определяем модуль зацепления , мм:

;

Принимаем m = 10 [1, стр. 75]

Определяем коэффициент диаметра червяка

;

Принимаем q = 8

Определяем коэффициент смещения инструмента х:

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса . Условие выполняется.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ДU от заданного U:

;

;

Определяем фактическое значение межосевого расстояния:

;

Определяем основные геометрические размеры передачи.

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр ; ;

Начальный диаметр ; ;

Диаметр вершин витков ; ;

Диаметр впадин витков ; ;

Делительный угол подъема линии витков ; ;

Длина нарезаемой части червяка ;

С = -27,2

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр ; ;

Диаметр вершин зубьев:

;

;

Наибольший диаметр колеса:

;

;

Диаметр впадин зубьев:

;

;

Ширина венца: при ; принимаем . Радиусы закруглений зубьев:

;

;

;

Условный угол обхвата червяка венцом колеса:

;

, принимаем

Определить КПД червячной передачи

где ц - угол трения, зависящей от фактической скорости

V_s = U_ф * щ₂ * d₁ / 2 = 31.5 * 9.63 * 80 / 2 = 12.29 м / с

При V_s = 12,29- ц = 1 ? [1, стр. 77, т. 4.9]

Проверяем контактные напряжения зубьев колеса , Н / мм²:

- окружная сила в зацеплении, Н:

- коэффициент нагрузки, зависит от окружной скорости колесa:

;

так как ?3

Определим фактическую недогрузку или перегрузку передачи

= 2,6%

Знак «-» означает недогрузку передачи (15%). «+» означает перегрузку (5%). Условие выполнено.

3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определим шаг цепи

где Т₂ - вращающий момент на ведущей звездочки

х - число рядов в цепи. Для однорядных цепей х = 1

К_э - коэффициент эксплуатации

Эксплуатационный коэффициент:

- коэффициент динамичности;

- коэффициент межцентрового расстояния;

- коэффициент наклона;

- коэффициент регулировки межцентрового расстояния;

- коэффициент смазки;

- коэффициент режима;

Z₃ - число звеньев меньшей звездочки

Z₃ = 29 - 2 * U₂ = 29 - 2 * 2.84 = 23.32 = 23

[p_ц] - допускаемое давление в шарнирах цепи, зависящее от частоты вращения меньшей звездочки

; об / мин

Ориентируемся на шаг цепи 19,05…25,4 и частоту вращения = 92 мин^-1

[1, стр. 94, т.5,8] p_ц = 32,5

Принимаем цепь с ближайшим большим шагом [1, стр. 441, т.К32] ПР-38,1-12700:

p = 38,1мм - шаг цепи;

d₁ = 11,1мм - диаметр валика;

q = 5,5 кг - масса 1м цепи;

F_p = 127000H - разрушаемая нагрузка цепи;

А = 395мм² - площадь проекции опорной поверхности шарнира [2, стр. 135, т.8,1]

Определим число зубьев ведомой звездочки:

z₄ = 23.32 * 2.84 = 66.2 = 67

Определим фактическое передаточное число и проверим ее отклонение от заданного:

? = 2.4?4%

Определим оптимальное межцентровое расстояние:

;

Тогда межосевое расстояние в шагах будет равно:

_р = / р = 1143 / 38,1 = 30

Число звеньев цепи:

Принимаем

Уточним значение межосевого расстояния в шагах:

Определим фактическое межосевое расстояние:

Определим длину цепи:



Определим диаметры звездочек:

- делительные диаметры звездочек:

;

- диаметры вершин зубьев:

;

где k - коэффициент высоты зуба k = 0.7

k_z - коэффициент числа зубьев

;

Л - геометрическая характеристика зацепления: л = p / d₁ = 38.1 / 11.1 = 3.43

;

- диаметры впадин зубьев:

;

;

;

;

Проверим частоту вращения ведущей звездочки:

n₃? [n₃]

[n₃] = 15 * 10³ / p = 15 * 10³ / 38.1 = 393.7мм

Проверим число ударов цепи о зубья звездочки:

U₃? [U]

U = 4z₃n₃ / 60l_p = 4 * 23 * 92 / 60 * 106 = 1.33c^-1

Определим скорость цепи:

;

м / с

Определяем окружную силу, передаваемую цепью:

;

Н

где P_{2 -} мощность на ведомой звездочки;

Проверим давление в шарнирах цепи:

=

Величину допускаемого давления уточним по фактической скорости цепи. При = 1,34м / с- [1,с.94]

Провести прочность цепи:

127000H,

- коэффициент провисания;

- для горизонтальных передач;

- напряжения цепи от центробежных сил:

Величину допускаемого коэффициента запаса прочности уточним по стандартному шагу цепи и частоте вращения меньшей звездочки. При p = 38.1мм и n₃ = 92мин^-1 и [S] = 8. [1.c.97,т.5.9]

Определим силу давления цепи на вал:

;

= 1,15[1,с.93 т.5,7]

4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

редуктор привод тихоходный вал

Расчет быстроходного вала (вала червяка). Условие прочности вала на кручение выглядит следующим образом:

= 10 н / мм² - для быстроходных валов

= 20 н / мм² - для тихоходного валов

Определим размеры первой ступени:



Принимаем

Принимаем

Определяем размеры 2 ступени:

- высота буртика

Принимаем

Принимаем роликовый конический подшипник № 7607[1, с.115,т.7.2]

Принимаем [1, с. 326,т.13,15]

Определяем размеры для четвертой ступени:

Определяем размеры для третьей ступени:

Эскизная компоновка редуктора:

= = 310 мм

= 0,5(T+ [1.c.131, п.5]

Определение силы в зацеплении. Окружная сила [1.c.100, т.6.1] на червяке:

Определим радиальные силы:



Осевые силы

Определим расстояние от действия цепной передачи. Определение реакцией в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

= 1516.11,

= 254.3…3176.2 = 1271.8

Вертикальная плоскость

- определим опорные реакции, Н

=

н.

Проверка:

 = 0 1384,2-1516,11+131,5 = 0

- сроим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях 1…4, Нм

= 131,5 = 17,4

= 1384,2

Горизонтальная плоскость:

- определяем опорные реакции, Н

= =

= 0

=

Проверка:

- строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4Нм

= -53,81

Строим эпюру крутящих моментов, Нм:

Определим суммарные радиальные реакции; Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагружаемых сечениях, Нм:

Определим диаметр вала в опасном сечении:

19мм

Проверочный расчет подшипников. Выбираем 7607 - средний конический роликовый средний широкой серии схема установки 3 (враспор)

[1.с.438 т.К29]

n₁ = 2900мин^-1

- коэффициент надежности, при безотказной работе

- коэффициент, учитывающий качество подшипника и качество его эксплуатации, для роликовых подшипников;

m = 3.33 - показатель степени, для роликовых подшипников;

Эквивалентно динамическую нагрузку определяют следующим образом:

при

при

где x = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки для конических роликовых подшипников; [1, с.141, т.9.1]

y = 2,026 - коэффициент осевой нагрузки

К_Б = 1,1 - коэффициент безопасности

V = 1 - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника;

К_т = 1 - температурный коэффициент при температуре подшипника до 100 єС;

R_r = радиальная нагрузка подшипников (равная суммарной реакции опор R_a или R_B);

R_a - осевая нагрузка подшипника

Схема установки подшипника (3враспор). Определим осевые составляющие радиальной нагрузки:

где е - коэффициент влияния осевого нагружения подшипника

Т.к., то R_a2 = R_a1+F_a

R_a1 = R_s1 = 104.52H

R_a2 = 104.52+4165.48 = 4277H



Определим расчетно-динамическую грузоподъемность подшипника по большей эквивалентной нагрузки:



= 76000 * 1,7 = 129200Н

5 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА (ВАЛА КОЛЕСА)

= 20 н / мм²

Условие прочности вала на кручение выглядит следующим образом:

= 10 н / мм² - для быстроходных валов

= 20 н / мм² - для тихоходного валов

Определим размеры первой ступени:

Принимаем

Принимаем

Определяем размеры 2 ступени:

- высота буртика

Принимаем

Принимаем роликовый конический однорядный подшипник № 7212



Принимаем [1, с. 326,т.13,15]

Определяем размеры для четвертой ступени:

Определяем размеры для третьей ступени:

Принимаем

Эскизная компоновка редуктора:

= 0,5(T+

Определение реакцией в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал)

 = 1516.11Н,

Вертикальная плоскость:

- определим опорные реакции, Н

Проверка:

- сроим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях 1…4, Нм

Горизонтальная плоскость:

- определяем опорные реакции, Н



H

Проверка:

- строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4Нм

Строим эпюру крутящих моментов, Нм:

Определим суммарные радиальные реакции; Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагружаемых сечениях, Нм:

Определим диаметр вала в опасном сечении:

19мм

Проверочный расчет подшипников. Выбираем 7607 - средний конический роликовый средний широкой серии схема установки 3 (враспор)

 [1.с.438 т.К29]

n₁ = 2900мин^-1

- коэффициент надежности, при безотказной работе

- коэффициент, учитывающий качество подшипника и качество его эксплуатации, для роликовых подшипников;

m = 3.33 - показатель степени, для роликовых подшипников;

Эквивалентно динамическую нагрузку определяют следующим образом:

при

при

где x = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки для конических роликовых подшипников; [1, с.141, т.9.1]

y = 2,026 - коэффициент осевой нагрузки

К_Б = 1,1 - коэффициент безопасности

V = 1 - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника;

К_т = 1 - температурный коэффициент при температуре подшипника до 100 єС;

R_r = радиальная нагрузка подшипников (равная суммарной реакции опор R_a или R_B)

R_a - осевая нагрузка подшипника

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки:

где е - коэффициент влияния осевого нагружения подшипника

Т.к., то R_a2 = R_a1+F_a

R_a1 = R_s1 = 104.52H

R_a2 = 104.52+4165.48 = 4277H

Определим расчетно-динамическую грузоподъемность подшипника по большей эквивалентной нагрузки:

= 76000 * 1,7 = 129200Н



6 РАСЧЕТ ШПОНКИ

;

b = 18 мм, h = 11 мм



Фаска: 0,25…0,4 мм

t₁ = 7,0 мм - глубина паза вала;

t₂ = 4,4 мм - глубина паза ступицы;

;

Принимаем l = 50 мм

;

;

7 ВЫБОР СМАЗКИ

Для смазки зубчатых колес проектируемого редуктора применим картерную систему смазки. В корпус редуктора заливаем масло И-Т-Д-68, так, чтобы венец конического колес был погружен в масло. При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадая на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в его нижнюю часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которой покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

Подшипники смазываются пластинчатым смазывающим материалом. С внутренней стороны корпуса подшипники закрываем масло отбрасывающими кольцами.

[1, стр. 240, т. 10.29]

Масло И-Д-Т-68.

8 ВЫБОР МУФТЫ

Выбираем муфту для соединения выходного конца вала двигателя и концы быстроходного вала редуктора. Электродвигатель и редуктор установлены на общей раме.

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный крутящий момент Т₁ = 25,88 н•м.

Расчетный момент

Т_р = К_р•Т₁,

где К_р - коэффициент режима нагрузки. По таблице 10.26 [5] принимаем:

К_р = 1,5

Т_р = 1,5 * 25,88 = 38,82 н•м

Выбираем упругую втулочно-пальцевую МУФТУ 250-32-I.40-II.2-У3 ГОСТ 21424-93.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432 с.

2. М.Н. Ерохин. Детали машин и основы конструирования: Учебники и учебное пособие для студентов высших учебных заведений. - М: КолоС, 2004 - 462 с.

Размещено на Allbest.ru