Одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор

Скачать работу - Одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор

Предварительный расчет валов.

Подбор подшипников. 14 5. Проверка прочности шпоночного соединения. 17 6. Проверочный расчет ведомого вала. 17 7. Список использованной литературы. 19 Расчет и конструирование. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 1.1 Определим КПД привода: Для приближенного определения КПД привода примем ориентировочно: КПД зубчатых колес 3 =0,98; КПД учитывающий потери в одной паре подшипников качения, 2 =0,99; КПД цепной передачи 1 =0,92. Общий КПД привода 2 2 = 1 2 3 = 0,98*0,99*0,92=0,883 1.2 Требуемая мощность электродвигателя. N 1 = N 2 / = 5.2/0.883=5.88 кВт 1.3 Используя табличные данные определим приближенное значение передаточного числа i ; примем для редуктора i =5, для цепной передачи i =3. Общее передаточное число i =5*3=15 1.4 Выбор электродвигателя.

Ориентировочно найдем необходимое количество оборотов на валу электродвигателя. n 1 = n 2 * i =60*15=900 об/мин По каталогу выбираем электродвигатель, ближайший по мощности и оборотам на валу.

Принимаем электродвигатель единой серии 4А марки 132 М6, мощностью N =7,5 кВт и n =1000 об/мин. 1.5 Окончательно определяем передаточное число привода. i = 1000/60=16.6 Для редуктора примем i р =6 Тогда для цепи i ц =16,6/6=2,77 1.6 Определяем угловые скорости валов привода: ведущего вала цепной передачи рад/с; ведомого вала цепной передачи рад/с; ведущего вала зубчатой передачи рад/с; ведомого вала зубчатой передачи рад/с 1.7 Определяем моменты на валах : Так как по условию задана мощность на выходном валу расчет выполняем не по принятой мощности двигателя, а по требуемой мощности . На ведомом валу зубчатой передачи На ведущем валу зубчатой передачи На ведомом валу цепной передачи На ведущем валу цепной передачи 2. Расчет цепной передачи 2.1 Расчетное значение шага t ,мм, однорядной цепи определяем по формуле: =55 Н м – вращающий момент на валу меньшей звездочки; - число зубьев ведущей звездочки, принимаем из расчета: i =31-5.54=25.4 принимаем Число зубьев ведомой звездочки i принимаем - допускаемое среднее давление, по таблице принимаем Вычисляем 2.2 Полученное значение округляем до ближайшего стандартного.

Принимаем t =25,4 Принятый шаг проверяем по допустимой частоте вращения ведущей звездочки: 2.3 Предварительно определяем значение межосевого расстояния, из условия обеспечения угла обхвата ведущей звездочки примем а=30*25,4=762 мм при числе звеньев в цепи принимаем где - длина цепи в шагах 762/25,4=30 2.4 Уточняем межосевое расстояние по формуле : 2.5 Определяем окружную силу F , Н, на звездочке, равную тяговой силе на ведущей ветви: Н 2.6 Определяем приближенную нагрузку на валы и опоры по формуле: Q =1.15 F =821 Н 2.7 Проверяем значение удельного давления (износостойкость) цепи по формуле: где p =714*1,875/180=7,4 По результатам расчетов подошла цепь марки ПР-25,4-5670 2.8 Определяем размеры звездочек Делительный диаметр звездочек Ведущей принимаем ведомой принимаем Диаметр окружности выступов Ведущей ведомой Диаметры окружностей впадин ведущей ведомой Радиус закругления зуба Радиус закругления Длина ступицы Диаметр ступицы где 2.9 Результаты расчетов сводим в таблицу

Наименование параметра и единица	Значение параметра	Наименование параметра и единица	Значение параметра
Номинальный вращающий момент на ведомом валу, Нм		Тип цепи	ПР-25,4-5670
Угловая скорость звездочек, рад/с;		Шаг цепи, мм	t=25.4
Ведущей		Длина цепи, мм	L=2794
ведомой		Монтажное межосевое расстояние, мм	A=7 40
Число зубьев звездочек:		Окружная скорость цепи, мм	v=10.5
Ведущей		Нагрузка на валы и опоры, Н	Q=821
ведомой		Окружная сила, Н	F=714
Делительные диаметры звездочек, мм:
Ведущей
ведомой

3. Расчет редуктора. 3.1 Выбор материала для зубчатых колес. 3.1.1 Передаточное число на данной стадии расчета принимаем равным передаточному отношению i = u = 6. Момент вращения на ведомом валу редуктора М 2 =140,37 Н-м.

Значение коэффициента Ьа =0,4 принимаем по таблице.

Коэффициент Кн принимаем равным единице. Для обеспечения ком пактности привода ориентируемся на проектирование передачи с твердостью ра бочих поверхностей HRC >45, из стали с высокими механическими характери стиками.

Предполагая, что габариты шестерни не превышают d d готовления шестерни и колеса принимаем согласно таблице сталь 20ХН2М (по ковка). По таблице назначаем для шестерни и колеса одну и ту же твердость ра бочих поверхностей зубьев HRC 60. 3.1.2 Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле : [ н ] = н 01 / /[ n ] =1380*1/1,2=1150 МПа, где по таблице =23-60=1380 МПа, коэффициент долговечности для срока службы редуктора 36 000 ч принимаем Khl =1; [ n ]=1,2 — коэффициент безопас ности при поверхностном упрочнении зубьев. 3.2 Расчет зубчатой передачи 3.2.1 Определяем межосевое расстояние Для прямозубых передач числовой коэффициент u , на данной стадии расчета принимаем равным передаточному отношению (поскольку числа зубьев еще неизвестны). М 2 – номинальный вращающий момент на колесе. 67,4 мм Полученное значение 3.2.2 Определяем ширину венца зубчатого колеса ( для принятой твердости ширина венцов назначается одинаковой : Ьа 0,4*80=32 По таблице принимаем b =40 мм 3.2.3 Значение модуля из условия сопротивления изгибной усталости определяем по формуле: где окружная сила 3.2.4 Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле: где по таблице - коэффициент при одностороннем направлении нагрузки : - коэффициент при ресурсе работы 36000ч; [ n ]=1.75 – коэффициент безопасности для колес, изготовленных из штамповок. По рекомендациям для силовой передачи принимаем m =1,25 3.2.5 Определяем числа зубьев колес . По формуле суммарное число зубьев 2*80/1,25= 128 принимаем Определяем число зубьев шестерни 128/7=18,2 Число зубьев колеса Фактическое передаточное число редуктора отличается от ранее принятого на 1,5%, что допустимо.

Уточняем частоту вращения ведомого вала отклонение от заданного составляет 0%, что вполне допустимо. 3.2.6 Определяем диаметры колес: Делительные по формуле: 3.2.7 Проверяем межосевое расстояние по делительным диаметрам колес: Диаметры вершин зубьев, по формуле: 3.2.8 Диаметры впадин зубьев, по формуле : 3.2.9 Определяем окружную скорость в зацеплении По рекомендациям принимаем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес. 3.2.10 Силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила Радиальная сила Осевая сила Сопоставляя габариты колес спроектированной передачи удостоверяемся, что назначенная в начале расчета марка стали 20ХН2М не требует изменения.

Термическая обработка колес по заданной твердости – цементация с последующей закалкой рабочих поверхностей зубьев HRC 60. 3.2.11 Результаты расчетов редукторной передачи сводим в таблицу.

Основные параметры спроектированной редукторной передачи.

Наименование параметра и единица	Обозначение параметра и размер	Наименование параметра и единица	Обозначение параметра и размер
Номинальный момент на ведомом валу, Н*м		Межосевое расстояние, мм	80
Частота вращения вала, об/мин		Число зубьев:
Ведущего	360	Шестерни
Ведомого		Колеса
Угловая скорость вала, рад/с;		Модуль зацепления	m= 1,25
Ведущего		Диаметры делительных окружностей, мм:
Ведомого		Шестерни
Передаточное число	6	Колеса
Материал колес	20 ХН2М	Ширина зубчатого венца, мм
Твердость зубьев:		Шестерни	40
Шестерни	HRC60	Колеса	40
Колеса	HRC60	Силы, действующие в зацеплении, Н:
Тип передачи	прямозубая	Окружная	1200
		Радиальная	437
		Осевая	0

4. Эскизная компоновка.

Предварительный расчет валов.

Подбор подшип ников . 4.1. Эскизную компоновку редуктора выполняем в соответствии с рекомендациями.

Заметим при этом, что ввиду небольшой окружной скорости в зацеплении ( v =0,43 м/с) проектируем смазывание подшипников пластической мазью. Для предотвращения вытекания мази из подшипнико вой полости внутрь редуктора устанавливаем мазеудерживающие кольца , а в крышках с отверстиями для выступающих концов валов — манжеты резиновые. Длину ступицы колеса определяем по рекомендациям: L ст =(1,0. . .1,5) d =1,1*50= 55 мм. По параметрическому ряду Ra 20 принимаем L ст =56 мм. 4.2. Назначаем предварительные размеры отдельных участков валов.

Диаметр d t выступающего конца быстроходного вала определяем по формуле (7.1): 17,7мм. По табл. ПЗ принимаем стандартное значение =18 мм.

Диаметр вала под подшипник определяем по зависимости d nl 1,1 = 1, 1-28 =20 мм что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников. Так как на выступающий конец быстроходного вала насаживается звездочка цепной передачи , то в целях обеспечения жестко сти выступающего конца вала и лучшего центрирования на нем шкива принимаем конический конец вала с началом конусности 1 : 10 от диаметра d n =20 мм, дли ной 38 мм.

Полученный результат округляем до стандартного ряда. По таблице принимаем d 2 =40 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем d 2 n =45 мм. Для обеспечения большей жесткости выступающего конца вала и уменьшения концентраторов напряжений в местах перехода от диаметра к диаметру проекти руем конический конец вала с началом конусности от 45 мм и длиной l 2 =82 мм . Для выяснения сил, действующих в зацеплениях и в подшипниках валов ре дуктора, выполняем принципиальную схему привода в изометрии . 4.3 . Подбор подшипников.

Проверку долговечности подшипников выполняем по методике, приведенной в § 7.2. Исходные данные для ведущего вала: диаметр вала в месте посадки подшипника d nl =20 мм, частота вращения вала n 1 =360 об/мин, окружная сила F 1 =1200 Н, радиальная сила F r 1 =437 H , осевая сила F xl ==0 H и нагрузка от цепной передачи Q = 821 Н, делительный диаметр шестерни d 1 =22 мм . Принимаем радиальный шарикоподшипник средней серии 304, у которого С== 15 кН, С 0 =10 кН, d =20 mm , D =52 mm , В=15 мм.

Расстояния между опорами и действующими на них нагрузками на основании эскизной компоновки.

Выполняем расчетную схему ведущего вала и определяем радиальные реакции подшипников. В вертикальной плоскости ху в силу симметричности (силу давления на вал от цепной передачи не учитываем, так как цепная передача по условиям компоновки находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от Q будет незначительной) имеем: Ry A = Ry B = F /2 = 1200/2 = 600 Н. В горизонтальной плоскости гх с учетом силы Q давления на валы от цепной передачи M = 0; R zB 2 - F x 1 d 1 /2+ F rl l l - Q ( l + 2 l 1 )=0, откуда R zB = [Q(l+2l l )-F r1 l l + F xl d 1 /2]/(2l l ) = (821*173 — 600 * 54 * 10- 3 +0 *22 /2 * 10- 3 )/(2 * 54 * l0- 3 ) = 810 H; откуда RzA = (Ql + Fr + F x1 d 3 + 437*54*10- 3 + 0*22/2*10- 3 )/(2*54*10- 3 ) = 685 H. Суммарные радиальные реакции подшипников: для опоры А F rA = = 910 H ; для опоры В F rB = 1008 Н. Как видно, более нагруженной является опора А, поэтому по ней ведем дальнейшие расчеты Вычисляем отношение осевой нагрузки F a = F x 1 к статической грузоподъемности намеченного ранее шарикоподшипника 304. F а/ C 0 = 0/10 200 = 0. Согласно таблице значению F a / C 0 соответствуете е=0,31. Поскольку F a / F r а = 0 Определяем эквивалентную нагрузку по формуле : P = ( XF + YFa ) K 6 = 910*1,3 = 1183 H . Тогда по формуле долговечность подшипника L ft = [10 6 /(60 nl )] (С/Р)з = [10 6 /(60-455)] (15300/1183) 79000 ч. Так как, в задании не оговаривается долговечность подшипников, считаем ее достаточной.

Определяем долговечность под шипников ведомого вала.

Руководст вуясь эскизом, выполняем рас четную схему ведомого вала.

Определяем опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении. В вертикальной плоскости в силу симметрии имеем В горизонтальной плоскости M y= 0; - R zD -2l 2 +F r2 L 2 /2 = 0, откуда R 2271 H. откуда ( F r2 l 2 — Fx 2 d 2 /2) / (2 l 2 ) = (2547-50-10- 3 —1247-160/2-10- 3 )/(100- l 0- 3 ) = 276 H . Суммарные радиальные реакции подшипников: для опоры С F rC = для опоры D F rD = = 4120 Н. Б. Далее определяем долговечность принятого роликоподшипника 7209. Исходные данные: F rC =5675 H ; F x 2= 1247 Н; n 2 = 60 об/мин; С=41900 Н; е=0,42; Y =1,45. При схеме установки подшипников враспор осевые составляющие по формуле S c = 0,83eF r c = 0,83*0,42*5675= 1978 Н ; S D = 0,83eF r =0,83*0,42*5403= 1883 Н . Из расчетов видно, что наиболее нагруженным радиальными и осевыми составляющими является подшипник D . Поскольку F x 2 + Sc — F a = + S C = 1247+ 1978 = 3225 Н. Так как F a / Fr D = 3225/5403 = 0,59 > 0,41, то Х = 0,4; Y = 1,45. Эквивалентная нагрузка P = (XF r + YF a )K б = (0,4*5403+ 1,45*3225) = 6837 Н . Долговечность подшипника 7209 Учитывая конструктивные особенности подшипника, с данной долговечностью приходится согласиться. 5. Проверка прочности шпоночного соединения.

Проверяем прочность шпоночного соединения под зубчатым колесом.

Поскольку d =50 мм, b =14 мм, h = 9 мм, l = 67 мм, l р = l — b = 67 —14 = 53 мм, М 2 = 825Н-м, [ см ] = 120 МПа, то согласно формуле =2 M /[ d { h — t l ) lp ] = 2*825* 10 3[ l 50 (9 — 5,5)53]= 118,6 МПа см ]. 6 . Проверочный расчет ведомого вала.

Согласно сборочному чертежу составляем расчетную схему, строим эпюры M z , М у , М к и М z м от нагрузки.

Очевидно наиболее опасным является сече ние под зубчатым колесом, где М к = 550 Н-м.

Определяем напряжения в опасной точке: m ах = = 270*10 3 /10975 = 24,6 МПа, где W = [0, ld - bt 1 ( d - t 1 ) 2 ]/(2 d )-[0, l -50 3 —14*5 . 5(50-5,5) 2 ]/(2*50)=10975мм 3 ; т тах = M p = 550*10 3 /23475 = 23,4 МПа, где Wp=[0,2d (d-t 2 ]/(2d) = [0,2.50 3 -14*5,5(50—5,5) 2 ]/(2*50)=23475 мм 3 . Материал вала сталь 45 улучшенная, в = 900 МПа, _ 1 =380 МПа, = 0,1, = 0,05. Используя таблицы, определяем коэффициенты снижения предела выносливости с учетом наличия шпоночного паза: К D = (К + К d = (2, 15+ 1,15—1)/0,81 = 2,84, K D = ( K + K F - l )/ Kd = (2,05+ 1,15—1)/0,81 =2,7, и с учетом посадки K DK / K d = 4,3; K D = K lK d = 3,1. При расчетах принимаем коэффициенты с учетом посадки как наиболее опасные.

оценка стоимости строительства в Липецке
независимая экспертиза залива в Белгороде
сайт оценки авто в Москве