Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Саратовский государственный технический университет

имени Гагарина Ю.А.»

Кафедра «Техническая механика и детали машин»

Контрольная работа по дисциплине «Детали машин»

Выполнил: студентка Мастенова А.М.

Проверил: доктор технических наук, профессор

Бекренев Николай Валерьевич

Саратов - 2017



СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. ПРОВЕРКА ЗУБЬЕВ ПО КОНТАКТНЫМ И ИЗГИБНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

4. РАСЧЕТ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

6. РАСЧЕТЫ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ С ПОСТРОЕНИЕМ ЭПЮР МОМЕНТОВ

7. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Расчет привода начинают с составления кинематической схемы или ее анализа. Затем определяют общий КПД привода, общее передаточное число разбивают по ступеням и выбирают электродвигатель. По мощности на выходном валу привода и частоте его вращения определяют мощность электродвигателя и осуществляют его выбор по быстроходности.

Следует выбирать двигатель средней быстроходности и средние передаточные числа элементов привода.

Вращающий момент на выходном валы привода определяется по зависимости:

(1.1)

где - мощность на выходном валу привода, Вт;

- угловая скорость на выходном валу, рад/с.

(1.2)

рад/с

Н м

Общий КПД привода:

(1.3)

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора (по ГОСТ 2185-66) .

В практике выбирают < 6,3 (стр.10 [1]);

Где - КПД пары зубчатых колес редуктора, з2 - КПД пары подшипников передачи (степень к указывает на число пар подшипников в редукторе и приводе), з3 - КПД открытой передачи, з4 - КПД муфты.

Из задания известно, что тип передачи в редукторе - зубчатая цилиндрическая закрытая =0,97

Валы устанавливают, как правило, на подшипниках качения (стр.10 [1]), тогда =0,9935=0,96

Открытая передача - цепная =0,92

КПД муфты соединительной =0,98

Требуемая мощность электродвигателя:

РТР = Рд = Р3 / зУ (1.4)

По полученной величине мощности и с учетом максимально возможного передаточного числа привода (редуктор + внешняя передача) из справочных таблиц выбирают электродвигатель так, чтобы его мощность превышала расчетную. Частота вращения ротора электродвигателя будет равна:

nдв = n3 u (1.5)

где n3 - заданная частота вращения выходного элемента привода (например - барабана), u - общее передаточное число передач привода.

u = uред uвн (1.6)

где uред - передаточное число редуктора, uвн - передаточное число внешней открытой передачи.

По таблице (стр.12 [2])

uред =4 (редуктор одноступенчатый цилиндрический)

uвн =3 (цепная передача)

u =4•3=12

nдв =100•12=1200 об/мин

С учетом вышеизложенного находят диапазон частот вращения ротора двигателя

nдв =100•(3-min)•(2-min)

(6-max)•(6-max)

nдв =600…3600 об/мин

Согласно Приложения 2 выбираем тип двигателя серии АИР 90L4/1395

Произведем расчет частот вращения, угловых скоростей и вращающих моментов всех валов привода.

Для выходного вала эти параметры определены выше. Для среднего вала (редуктор - открытая передача)

n2= n3 uвн (1.7)

n2=100•3=300 об/мин

щ 2= щ3 uвн (1.8)

щ 2= 10,47•3=31,41 рад/с

Т2 = Т3 /(uвн з3 з2) = Р3 / (щ 2 з3 з2) (1.9)

Нм

Для вала редуктор - муфта - электродвигателя

n1= nдв (1.10)

n1= 1200 об/мин

щ 1=р nдв/30 (1.11)

рад/с

Т1 = Т2 /(uред з1 з2к)=Р3 / (щ 1 з1 з2к) (1.12)

Нм

2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчет цилиндрических колес с прямыми зубьями.

Индекс «1» - шестерня

«2» - колесо

Допускаемые контактные напряжения находятся из выражения:

уH =уHlimbKHL / [SH], (2.1)

где уHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, выбираемый по таблице 2.1 (стр.15 [1]).

Расчеты проводят для шестерни и колеса.

уHlimb = 2HB+70 Н/мм2

Таблица 2.1 Пределы контактной уHlimb и изгибной уFlimb выносливости в зависимости от материала зубчатого колеса и его термообработки

Способ ТО или ТХО зубьев	Сталь	Твердость	уHlimb, Н/мм2	уFlimb, Н/мм2
Отжиг, нормализация, улучшение	Углеродистая	< HB 350	2HB+70	HB+260
Объемная закалка	Углеродистая	HRC 38…55	18HRC+150	550-600
Цементация	Легированная	HRC 32…64	23HRC	750-850
Азотирование	Легированная	HV 550…750	1,5HV	-
Азотирование	Легированная	HRC 23…42	-	19HRC+43

цилиндрический редуктор зубчатый цепной

KHL -- коэффициент долговечности, KHL = 1;

[SH] - коэффициент безопасности, SH = 1,15.

Для прямозубых колес пределы контактной выносливости рассчитывают раздельно для шестерни и колеса по выражению:

(2.2)

Затем для дальнейших расчетов принимают меньшее значение.

Н/мм2

Н/мм2

С учетом соблюдения условия [уH] < 1,23 [уH2]

Выбираем [уH] = 367,83 Н/мм2

Для дальнейших расчетов выбирается коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию шba = b /aW. Для редукторов общего назначения шba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле:

(2.3)

где для прямозубых Ка = 49,5; uред - передаточное число редуктора, uред=4; Т2=45,3 Нм (из предыдущих расчетов).

Значение коэффициента KHв может быть определено с учетом симметричности расположения колеса на валу редуктора и влияния внешней передачи по табл. 4.2. [1]

Предварительно рассчитывается коэффициент ширины зубчатого венца по диаметру по формуле:

шbd=0,5 шba(uред+1) (2.4)

шbd=0,5•0,4(4+1)=1

Одноступенчатая передача у редуктора, шbd =1, значит НВ<350,

KHв =1,05

мм

Округлим аw (межосевое расстояние из условия контактной выносливости по ГОСТ 2185-81 в большую сторону аw=160.

Модуль зацепления принимается: m=mп = (0,01 - 0,02) aw. m=1,6

По ГОСТ 9563-80полученное значение округляется в большую сторону

m = 2.

Число зубьев шестерни определяется из соотношений:

- для прямозубых колес

(2.5)

Принимаем для первой ступени редуктора z1 =32.

Число зубьев колеса z2 = z1 uред.

Число зубьев колеса z2 = 32•4=128.

Проверка фактического передаточного числа uФ = z2 / z1

uФ = 160/40=4

Далее определяются основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные (колеса с прямыми зубьями):

d1=mn z1 (2.6)

d2=mn z2 (2.7)

d1=2•32=64 мм (51,2 без округления mn);

d2=mn z2 = 2•128 = 256 мм (237,6 без округления mn).

Проверка по определенному ранее межосевому расстоянию:

aW = 0,5(d1 + d2) (2.8)

160=0,5•(64+256)

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn (2.9)

da2 = d2 + 2mп (2.10)

da1 =64+4=68

da2 =256+2•2=260

ширина колеса: b2 = Шba aW (2.11)

b2 = 0,4•160=64

ширина шестерни: b1 = b2 + 5 (2.12)

b1 = 64+5=69

Следует учитывать, что для прямозубых колес должно выполняться условие: b2 < d1

64 = 64

Полученное значение ширины шестерни и колеса должно округляться в большую сторону по ряду чисел.

Принимаем b1 = 71; b2 = 71

Коэффициент ширины шестерни по диаметру: Шbd = b1 / d1.

Шbd =71/64=1,7

Определение степени точности передачи производится в зависимости от окружной скорости, вида передачи и твердости зубьев [1] в соответствии с табл. 4.3 [1]

При этом сначала вычисляется окружная скорость колес по выражениям:

V1 = 0,5 щ1d1 и V 2 = 0,5 щ2d2.

V1 = 0,5•125,6•64=4019,2=4 м/с

V 2 = 0,5•31,41•256=4020=4 м/с

Вследствие известных кинематических соотношений: V 1 = V 2. Затем выбирают в соответствии с типом передачи и твердостью зубьев ближайшее к расчетному значение скорости и по нему - степень точности колеса или шестерни.

Итак, степень точности по нормам плавности хода - 9 пониженная точность. Во избежание чрезмерно высоких коэффициентов нагрузки назначаем степень точности - 8 (средняя точность).

Коэффициент нагрузки равен KH = KHвKHaKHv

KHв =1,05

KHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KHa =1

KHv - коэффициент учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. KHv = 1.

KH =1,05•1•1=1,05.

3. ПРОВЕРКА ЗУБЬЕВ ПО КОНТАКТНЫМ И ИЗГИБНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

Проверка контактных напряжений производится по формуле:

(3.1)

4. РАСЧЕТ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Силы, действующие в зацеплении (рис. 2.1), определяются из выражений:

- для прямозубых колес: окружная Ft = 2T1 / d1 (4.1)

радиальная Fr = Ft tgб (4.2)

Ft

Fr

Ft Fr

Рисунок 2.1 Силы, действующие в зацеплении прямозубых колес

В этих выражениях б - стандартный угол зацепления, б = 200

Ft =

Fr =

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба производится по формуле [14]:

Здесь коэффициент нагрузки равен KF = KFвKFv.

KFв =a KHв,

где a=1,1 при расположении колес в средней части вала.

KFв =1,1•1,05=1,155

KFv - коэффициент динамичности, зависящий от степени точности, твердости и формы зубьев, а также - вида зацепления и выбираемый по табл. 4.5 и 4.6 [1]

KFv = 1,5

KF =1,155•1,5=1,73

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий для косозубых колес от эквивалентного числа зубьев zv, выбирается по табл. 4.7 [1].

Для прямозубых колес в таблице принимают вместо zv z..

YF = 3,6

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба, равен для прямозубых колес

Yв = 1

KFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимается для прямозубых колес равным KFa = 1

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формулам:

, (4.3-4.4)

где у0 - предел выносливости материала колеса при отнулевом цикле (если передача не является реверсивной, и напряжения не отрицательные)

у-1 - предел выносливости при симметричном цикле.

у0 = (1,4 - 1,6) у-1

выбирается по таблицам физико-механических свойств применительно к выбранному материалу зубчатого колеса. Также он может быть определен следующим образом:

Для углеродистых сталей у-1 = 0,43 уВ.

уВ = 590 Мпа (механические свойства проката); у-1 =253,7 Мпа;

[SF] - коэффициент безопасности (запаса прочности) по изгибным напряжениям, выбираемый из табл. 4.8 [1]. [SF] = 1,5;

kу - эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба, выбираемый по табл. 4.9 [1]. kу = 1,4

Мпа

15,35 Мпа <181,21 Мпа

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Предварительный расчет выходного конца вала проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

(5.1)

где Т - вращающий момент на валу, [ф] - допускаемые напряжения кручения, обычно принимаемые равными [ф]=30-35 Н/мм2.

По данной формуле рассчитывают диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов.

Для выходного вала:

Для ведущего вала:

Однако, если вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала двигателя dдв и вала редуктора dВ. Как правило, принимают dВ = (0,7-1)dдв. dдв определяется из каталогов (Приложение 2 [1]). dдв =24 мм.

dВ = 0,7•24 = 16,8 мм

Валы обычно выполняют ступенчатыми с увеличением от концов к среднему сечению, т.к. в этом случае обеспечивается оптимальное сопротивление изгибу. Диаметры остальных шеек вала выбирают из следующих соображений.

Диаметр шеек под посадку подшипника dпш выбирают по диаметру отверстия внутреннего его кольца больше диаметра выходного конца вала с учетом того, что диаметры отверстий в кольцах подшипника, начиная с 20 мм кратны 5. dпш =25 мм.

Диаметр шейки под зубчатым колесом dк определяют по формуле (5.1) для нахождения диаметра выходной шейки вала, но величину касательных напряжений выбирают пониженной [ф]=10-20 Н/мм2.

Для фиксации деталей (подшипников, шкивов и зубчатых колес) в осевом направлении служат буртики h, высота которых ориентировочно принимается в зависимости от диаметра малой шейки:

d =20-40 мм; h = 3-5 мм; h = 4 мм.

Если вал - ступенчатый, то высота буртиков будет определять диаметр большей шейки вала:

dбол. = dмен. + 2h

dбол. =20+8=28 мм.

Радиус галтели (переход от большего диаметра D к меньшему d) в тех местах, где нет посаженных на шейку деталей, выбирается из соотношений: D - d=8 мм; R = 3 мм

d =15-40 мм

С = 2мм

R = 1,5 мм

Выбор посадок деталей передач на шейки вала

Рекомендуются следующие посадки деталей передач на вал:

- зубчатые колеса (H7/r6);

- муфты (H7/n6, H7/m6, H7/k6);

- внутренние кольца подшипников качения (H7 /k6, H7 /js6);

- наружные кольца подшипников качения при вращающихся валах (H7/h6, H7/h7).

Выбор расстояния между опорами валов

Расстояния между опорами валов l определяют реакции опор и эпюры изгибающих моментов.

Цилиндрический одноступенчатый редуктор:

l = Lст +2x +W

где Lст - длина ступицы колеса, равная b2, или b2 +(5-10) мм,

x - = 8-15 мм - зазор между торцом ступицы зубчатого колеса и внутренними стенками корпуса редуктора,

W - ширина стенки корпуса редуктора в месте установки подшипников, выбираемая по табл. 5.1. [1].

Принятое значение W должно уточняться на выполнение условия W < 1,5B, где B - ширина подшипника.

W=30 мм, е=60 мм, и=50 мм, f=55 мм, Т=40-60 Нм

l =64+2•10+30=114 мм

Подшипники

Для прямозубых колес - шариковые радиальные (Приложение 3[1]).

205 - обозначение подшипника

d=25мм, D=52 мм, В=15 мм, r=1,5

Шарики Dw=7,94, z=9

Масса подшипника равна 0,12 кг,

С=14 кН

С0=6,95 кН

nпер •10-3=12 мин-1

6 РАСЧЕТЫ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ С ПОСТРОЕНИЕМ ЭПЮР МОМЕНТОВ

Ведущий вал в редукторе

Сила, действующая на вал от муфты Fм=

Определяем реакции в опорах

Плоскость z=0:

H

H

Плоскость х=0

H

H

Суммарные реакции в опорах

H

H

Изгибающие моменты

Hм

Hм

Hм

Hм

l2 =0,057 м

l3 =0,057 м

l1 =длина выходного конца вала. Принимаем стандартной (Приложение 3[2]) в зависимости от диаметра ведущего вала dB =16,8 мм = 20 мм

l1 = 0,036+0,015=0,051 м

Рисунок 6.1 - Эпюры моментов на быстроходном валу

Ведомый вал в редукторе (тихоходный)

l1 = 0,036+0,015=0,051 м (Приложение 3[2])

l2 =0,057 м

l3 =0,057 м

Плоскость z=0:

H

H

Плоскость х=0

H

H

=10 Hм

Hм

Суммарные реакции в опорах

H

H

Рисунок 6.2 - Эпюры моментов на тихоходном валу

7. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

Рисунок 7.1 - Схема установки подшипников

Валы установлены на радиальных шариковых подшипниках 205 ГОСТ 8338-75: 14 кН; 6,95 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

,

где р=3 - для шарикоподшипников,

- эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 9.19] - коэффициент безопасности,

[1, с.212] - температурный коэффициент.

0,532 кН, 0,566 кН - реакции опор, определены ранее.

, .

0. Для этого случая X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].

0. В этом случае также X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч.>ч,

где 10000 ч - минимально допустимая долговечность подшипников в зубчатых редукторах.

Подшипники валов проходят проверку на долговечность.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Злобина И.В. Учебное пособие по выполнению курсового проекта по дисциплинам «Детали машин» и «Детали машин и основы конструирования» / И.В. Злобина, Н.В. Бекренев. - учебное пособие для студентов направлений 15.03.02 - Технологические машины и оборудование, 15.03.05 - Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств и 23.03.03 - Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов. - Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2016.- с.

2. Боровских У.В. Методические указания к выполнению курсовой работы по курсу «Детали машин и основы конструирования»/ Боровских У.В., Пальм М.Ю. - Методические указания к выполнению курсовой работы по курсу «Детали машин и основы конструирования» для всех форм обучения всех специальностей. - Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2008.- 29 с.

3. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - 10-е изд., стереотип. - М.: ИЦ "Академия", 2007. - 496 с.: ил.; 24 см. - (Высшее профессиональное образование).

Размещено на Allbest.ru