Проектирование редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет быстроходной конической передачи

3. Расчет тихоходной зубчатой передачи

4. Предварительный расчет валов

5. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Подбор подшипников и проверка их долговечности

9. Уточненный расчет валов

10. Выбор муфты

11. Смазка

Список использованных источников

Введение

Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД привода

Рис. 1 Схема привода

Рис. 1 Схема нагрузки

з =з 14 · з2 · з3 , где

з1 = 0,99 - кпд. пары подшипников качения

з2 = 0,97 - кпд. закрытой конической передачи

з3 = 0,97 - кпд. закрытой цилиндрической передачи

(лит.1, стр.61 табл.7)

з = 0,994 · 0,97 · 0,97= 0,9

Требуемая мощность электродвигателя

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 80А4УЗ мощностью

Рэ=1,5 кВт и nd =1455 об/мин

Частота вращения колеса

Передаточное число привода.

Передаточное число тихоходной передачи

(Лит.2 стр.3 табл.1.3)

Тогда для быстроходной передачи

Принимаем u1=3,55 ,тогда

Угловые скорости валов

n1 = nd =1455 об/мин.

Крутящие моменты на валах

Т2 = Т1 · u1 · з1 · з2 =7,3 · 3,55 · 0,99 · 0,97 = 25 Н·м

Т3 = Т2 · u2 · з1 3 · з3 =25 · 3,55 · 0,993 · 0,97= 83 Н·м

2. Расчет быстроходной конической передачи

Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал - сталь 45; термообработка - улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 45…50.

Определим начальный средний диаметр шестерни

(Лит.3, стр.197)

Принимаем коэффициент

(Лит.3, стр.197)

При и твердости зубьев НВ > 350 по графику Iа рис.12.18 (лит.3, стр.186) находим коэффициент

КНв = 1,7

Допускаемые контактные напряжения

(лит.3, стр.185)

При поверхностной закалке колес

днlimb = 1,7 HRC+200 (лит3, стр.185 табл.12.4)

При

днlimb = 1,7 · 47,5+200=1008 МПа

Общее календарное время работы привода за L=7лет

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса

(лит 3. стр. 239)

Tmax=1,2T; tm=0,1t; nm=n2;

T1=7T; t1=0,5t; n1=n2;

T2=0,6T; t2=0,4t; n2=n2; и

Для колеса при n2=410 об/мин и t=12264ч

NНЕ=27 · 12264 ·410=1,35 · 108

Базовое число циклов нагружения N0=107 (лит. 3 стр. 238)

Коэффициент долговечности

Тогда:

Средний делительный диаметр шестерни.

dm1 = dwm1 = 34,6 мм

Ширина зубчатого венца

b = Шbd · dm1 = 0,4 · 34,6 = 14 мм

Внешний делительный диаметр шестерни

dl2 = d l1 · u1 = 38,4 · 3,55 =136 мм

По ГОСТ 12289-76 принимаем ближайшее значение

dl2 = 150 мм b = 15 мм

Принимаем z1 =20, тогда z2 = z1· u1 =20 · 3,55 = 71

д2 = 90- д1 = 90 - 15,73 = 74,17

cosд1 = cos15,73° = 0,9625

cosд2 = cos74,27° = 0,2711

Основные размеры передачи.



dl1 = ml · z1 = 2,1 · 20 = 42 мм

dal1 = dl1 + 2ml · cosд1 = 42 + 2 · 2,1 · 0,9625 = 46 мм

dl2 = ml · z2 = 2,1 · 71 = 150 мм

dаl2= dl2 + 2ml · cosд2 = 150 + 2 · 2,1 · 0,2711 = 151 мм

Rm = Rl - 0,5b = 77,5- 0,5 · 15 = 70 мм

Средний модуль

dm1 = mm · z1 = 1,9 · 20 = 38 мм

dm2 = mm1 · u1 = 38 · 3,55 = 135 мм

Средняя окружная скорость

При такой скорости принимаем 8-ю степень точности колес.

Произведем проверку прочности зубьев шестерни на изгиб:

(лит.3, стр.197)

Эквивалентное число зубьев шестерни

При zV1 = 21 коэффициент формы зуба

УF =4,01 (лит.3, стр.192 рис.12.23)

При твердости зубьев НВ > 350

,

по графику Iа (лит.3, стр.186 рис 12,18) находим коэффициент

КFв = 1,9

Коэффициент

Шm = Шbd · Z1 = 0,4 · 20 = 8 (лит.3, стр.197)

Допускаемое напряжение изгиба

(лит.3,стр.194)

Для закаленных колес

(лит.3,стр.195 табл.12.6)

Коэффициент динамичности при V=3,67м/с и 8-й степени точности

КFV = 1,06 (лит.3,стр.195 табл.12.5)

При односторонней нагрузке

КFС = 1 (лит.3,стр.194)

Коэффициент безопасности

SK=1,7 (лит.3,стр.194)

Коэффициент долговечности

(лит. 3 стр. 240)

Базовое число циклов нагружения N0=106 (лит. 3 стр. 240)

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса

(лит 3. стр. 239)

При

Tmax=1,2T; tm=0,1t; nm=n2;

T1=T; t1=0,5t; n1=n2;

T2=0,6T; t2=0,4t; n2=n2; и

(лит. 3 стр. 233)

Как видим прочность передачи достаточна.

3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.

(лит.3,стр.189)

Принимаем коэффициент

(лит.3,стр.189)

Тогда

По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Шbd=0,72 коэффициент Кнв=1,22

Модуль передачи

m=(0,1…0,2)Хw = (0,1…0,2)67,5=0,68…1,5 мм

Принимаем m = 2 мм

Сумма зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем Ж3 = 15, тогда

Ж4 = Ж3 · u2 = 15 · 3,55 =53,25

Принимаем Ж4 = 54

Действительное передаточное число

Окончательное межосевое расстояние

Размеры шестерни и колеса

d3= m z3= 2 ·15 = 30 мм

da3= d3+2m = 30+2 · 2= 34 мм

d4= m z4= 2 · 54 = 108 мм

da4= d4+2m = 108+2 · 2 = 112 мм

b4= Шba · бw = 0,315 · 69 = 21,7 мм

Принимаем b4 = 25 мм

b3 = b4 + 5мм = 25+5=30 мм

Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб

(лит.3, стр.191)

Коэффициент формы зуба при Ж3 = 15

УF= 3,88 (лит.3,стр.192 табл.12.23)

Коэффициенты

Уе=1 и Ув=1 (лит.3, стр.193)

Окружная скорость в передаче

При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент

КFL = 1,2 (лит.3,стр.184, табл.12.17)

КFV = 1,04 (лит.3,стр.195, табл.12.5)

При

коэффициент

КFв =1,25 (лит.3,стр.186, табл.12.18)

пункт 2.6

Прочность передачи достаточна.

4. Предварительный расчет валов

Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

Диаметр выходного конца ведущего вала

При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=20 мм принимаем d1=15 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=20 мм

Диаметр под подшипники промежуточного вала

Принимаем d21=20 мм и под ступицу зубчатых колес d2Ѕ=25 мм

Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем d3=30 мм, под подшипники d31=35 мм и под ступицу зубчатого колеса d3Ѕ=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

Шестерня Ж1 выполняется заодно целое с валом

Колесо Ж2 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d2Ѕ=1,6 · 25 =40 мм

передача вал зубчатый шпоночный

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 40 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 · d2Ѕ=1,2 · 25 = 30 мм

Толщина диска

C= 0,3b2= 0,3 · 15 = 4,5 мм

Принимаем С=10 мм

Колено Ж4 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d3Ѕ=1,6 мм · 40 = 64 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 · d3Ѕ=1,2 · 40 = 48 мм

Толщина обода

д0=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8

Принимаем д0= 10 мм

Толщина диска

C=0,3b4 = 0,3 · 30 = 9 мм

Принимаем С =10 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

д = 0,025бw+1 = 0,025· 69 + 1 = 4,4 мм

Принимаем д = 8 мм

Толщина фланца корпуса и крышки

b = 1,5д = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 18,8 мм

Принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1=(0,03ч0,036)бw+ 12 = (0,003ч0,036) ·136+12 =16 ч 16,8 мм

Принимаем d1=16 мм

Диаметры болтов крепления крышки с корпусом

d2=(0,05ч0,6)d1 = (0,5ч0,6) ·16=8 ч 10 мм

Принимаем d2=10 мм

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Прочность соединений проверяется по формуле

(лит.3,стр.107)

Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d1=15 мм выбираем шпонку с параметрами

b · h · l = 5 · 5· 2; t = 3 мм

Применяем чугунную полумуфту

(лит.3,стр.108)

Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3 при d2Ѕ=25мм выбираем шпонку b · h · l = 8· 7· 25; t1 = 4 мм



Для стальной ступицы

(лит.3,стр.108)

Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3Ѕ=40мм выбираем шпонку

b · h · l = 12· 8· 25; t1 = 5 мм

Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d3=30мм выбираем шпонку b · h · l = 10· 8· 30; t1 = 5 мм

Прочность шпоночных соединений достаточна.

8. Подбор подшипников и проверка их долговечности

Выполняем эскизную компановку редуктора и определяем все необходимые размеры.

Рассмотрим ведущий вал (рис.2)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 2 - Схема нагрузки ведущего вала.

Усилия в зацеплении равны:

Fr1= Ft1-tg20є ·cosд1 =422 ·0,364 ·0,9625 =148H

Fa1= Ft1-tg20є ·cosд2 =422 ·0,364 ·0,2711 =42H

Определим реакции опор



Изгибающие моменты на валу:

Му(А)=Хв ·b =207 ·50 = 10350 Н ·мм

МХ(В)=Ув ·b =60 ·50 = 3000 Н ·мм

Кроме усилий в зацеплении на ведущий вал действует консольная нагрузка от муфты

На расстоянии

lм=0,7d1+50=0,7·15+50=60 мм

Т.к. направление силы FM неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил.

Реакции опор от силы FM



МВ=RB·b=744·50=37200H.мм

МА=RА·b=406·50=20300H.мм

Т.к. направление силы FM неизвестно, то определим суммарные реакции опор исходя из худшего положения для вала, т.е. направление реакций совпадают.

Суммарные радиальные реакции

При диаметре вала d1=20 мм по ГОСТ 8338-75 выбираем роликоподшипники качения однорядные средней серии № 7204 с параметрами d=20мм; D=47 мм; в=15,5 мм; С=21000 Н;

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

(лит.3,стр.315)

При вращении внутреннего кольца коэффициент

V=1 (лит.3,стр.315)

При спокойной нагрузке коэффициент

Кд=1,0 (лит.3,стр.316)

Осевую нагрузку воспринимает подшипник А (см. черт.)

Для подшипника А получаем при



Долговечность подшипника

Минимальная долговечность

Ln = 12264ч

Рассмотрим промежуточный вал.

Рис.3 Схема нагрузки промежуточного вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

Ft2= Ft1=422H

Fr2= Fa1=42H

Fa2= Fr1=148H

Fr3= Ft3 · tg20є=1667·0,364=607H

Реакции опор равны

Изгибающие моменты

МХ(С)=УА·а=542·25=13550 Н·мм

МХ(D)=УB·c=23·40=920 Н·мм

МУ(С)=ХА·а=1110·25=27750 Н·мм

МУ(D)=ХВ·с=137·40=5480 Н·мм

Суммарные радиальные реакции

Для опор вала при диаметре d2=20мм выбираем роликоподшипники однорядные конические средней серии № 7204 с параметрами d=20мм;

D=47мм; в=19 мм; С=21000 Н;

Для опоры А, как более нагруженной

Долговечность подшипника достаточна

Рассмотрим ведомый вал.

Рис.4.Схема нагрузки ведомого вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

Ft4= Ft3=1667H

Fr4= F r3=607H

Реакции опор

Изгибающие моменты.

Кроме усилий в зацеплении на ведомый вал действует консольная нагрузка от муфты.

На расстоянии от ближайшего подшипника

Т.к. направление силы FM неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил

Реакции опор от силы FM

Изгибающие моменты

Суммарные радиальные реакции.

При диаметре вала d3'=35мм выбираем в качестве опор шарикоподшипники однорядные легкой серии № 211 ГОСТ 8338-75 с параметрами d=35мм; D=72 мм; в=17 мм; С=25500 Н;

Для опоры B, как более нагруженной получим

9. Уточненный расчет валов

Материал вала - сталь 45; термообработка - улучшение,

Определим запас прочности, под серединой зубчатого колеса (точка С), где действует максимальный изгибающий момент (см. рис. 4)

Максимальный изгибающий момент

МКР=ТЗ=83000Н·мм

И концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой.

Коэффициенты запаса прочности

(лит.3,стр.276)

При диаметре вала d3”=40 мм, масштабные коэффициенты

; (лит.3,стр.279)

Для улучшенной поверхности коэффициент упрочнения

(лит.3,стр.279)

Для стали 45 коэффициент

(лит.3,стр.279)

Коэффициент концентрации напряжений от шпоночной канавки

(лит.3,стр.278, табл.16.2)

Моменты сопротивления сечения с учетом шпоночной канавки:

(d=40 мм; b=12 мм; t=8 мм)

Напряжение в сечении



Для редукторных валов (лит.3,стр.279)

Другие сечения не проверяем, как менее нагруженные.

10. Выбор муфты

Соединение вала электродвигателя с валом редуктора производится при помощи упругой втулочно-пальцевой муфты.

Расчетный момент муфты

(лит.3,стр.323)

Для конвейеров коэффициент режима можно принять

к=1,5 (лит.3,стр.323)

Тк=1,5·7,3=11 Н·м

По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с параметрами d=15 мм; D=90 мм; L=81мм; [Т]=31,5 H·м

11. Смазка

Смазка зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на 10ч15мм.

При скорости в зацеплении V=0,18м/с рекомендуемая вязкость масла

(лит.1,стр.164,табл.8.8)

По табл. 8.10 (лит.1,стр.165) выбираем масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки - УТ1.

Список использованных источников

1. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» 1979г.

2. «Техническая механика» методическое указание 1982г.

3. П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.

Размещено на Allbest.ru