Расчет конического редуктора

2. Расчёт конической передачи редуктора

2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Чтобы получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем ([1], табл. 4, с. 53): для шестерни сталь 45 и для колеса сталь 50. По таблице 5 ([1], с. 53) назначаем термическую обработку шестерни - улучшение, для колеса - нормализацию. Другие технические характеристики назначаем согласно таблице 6 ([1], с. 53) и сводим ее в таблицу 3.

Таблица 3

Учитывая рекомендации 2.1 ([1], с. 10-11), назначаем твердость:

-для колеса 2 H_HB= 280 _Т2 = 190

-для шестерни 1 H_HB=210_Т2 = 220.

2.2 Определение допустимых контактных напряжений при расчете на выносливость

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса.

МПа

МПа

коэффициент безопасности нормализованных колёс.

Для постоянного режима работы привода эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни:

N_нв1=N_нв2•U=46,0•10⁶•3=138•10⁶

Рассчитаем число часов работы передачи на расчётный срок службы привода([1], ф. 3.7, с. 9).

С= 1-число колёс, находящихся одновременно в зацеплении с шестерней.

t=365К_год•Т_лет•24К_сут=365•0,6•5•24•0,8=21024

Здесь: T= 5лет - срок службы привода

Эквивалентное число циклов колеса :

-базовое число циклов

N_но=30H_нв; N_но1=30•220^2,4=12,56•10⁶; N_неч=30•190^2,4=8,83•10⁶

Т.к. и , то коэффициент долговечности принимаем

Рассчитаем допустимые контактные напряжения при расчёте на

у_нр=0,9?у_Нlim/1,1•K_HL

у_нр1=0,9•510/1,1=417,27

у_нр2=0,9•450/1,1=368,18

За расчётное принимаем напряжение у_нр=368,2МПа

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельно допускаемое напряжение для шестерни и колеса при нормализации и улучшении равны([1], ф. 3,15, с. 15):

у_НPmax1=2,8•у _Т1=2,8•440=1232МПа

у_НPmax2=2,8?у _Т2=2,8•295=826МПа

Где - пределы текучести

2.4 Проектированный расчёт на контактную выносливость

Параметр _bd выбираем в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения колеса относительно опор ([1],табл. 11, с. 59)

Средний диаметр шестерни([1],ф. 4.1, с. 21):

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

U= 2,1 передаточное число конической передачи

Окружная скорость шестерни([1], ф. 1.4, с. 21):

Что меньше 2,5 м/с ([1], 5.2, с. 38).

Следовательно, передача прямозубая.

Рабочая ширина зубчатого венца шестерни и колеса ([1], ф. 5.2, с. 38):

По ГОСТ 6636-99([1], табл. 12, с. 59) принимаем=40мм

Определяем углы делительных конусов с использованием таблиц:

По формуле 5.3 ([1], с. 38):

По формуле 5.4 ([1], с. 38):

Внешний диаметр вершин зубьев шестерни ([1], 5.5, с. 38):

Внешнее конусное расстояние

мм

По формуле 5.7 ([1], с. 39):

что меньше 0,3 - параметр _bd выбран верно.

Внешний окружной модуль([1], 5.8, с. 39):

По ГОСТ 6636-69 ([1], табл. 6, с. 38) принимаем

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формуле:

Принимаем =23

Рассчитываем передаточное число ([1], ф. 4.8, с. 22):

Внешние диаметры шестерни и колеса

Средний диаметр шестерни и колеса

мм

мм

Условное межосевое расстояние ([1], 5.13, с. 39):

2.5 Проверочный расчёт на выносливость по контактным напряжениям

Окружная скорость шестерни

По ГОСТ 1643-72 ([1], табл.17, с.62) назначаем 9 степень точности.

По табл. 16 ([1], с. 62) коэффициент, учитывающий разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

По табл.15 ([1], с. 61) коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи

Находим удельную окружную динамическую силу в зоне наибольшей концентрации([1], ф. 4.22, с. 25)

Где =1;

окружная сила,

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении([1], ф. 4.23, с. 26)

Тогда удельная расчётная окружная сила ([1], с. 25):

Определяем коэффициент торцового перекрытия([1], ф. 1.19, с. 25):

По рекомендациям для стальных колёс

т.к. в=0?;

Определяем рабочее контактное напряжение([1], ф. 4.13, с. 23).

где z_н- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ([1], с. 24) =1.77

z_м - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных поверхностей ([1], с. 14) z_m = 275.

Перенапряжение в норме.

2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Рассчитаем расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой([1], ф. 4.25 ,с. 26).

Где =2(табл. 3) <=966МПа - условие прочности выполняется.

2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

Рассчитаем по формуле

- предел выносл. зубьев при изгибе

коэффициент, учитывающий влияние односторонней нагрузки

коэффициент безопасности, где =1.75 коэффициент учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность зубчатой передачи

Определяем контактные напряжения изгиба шестерни и колеса (подставляем в исходную формулу)

2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни и колеса ([1], табл. 10,с. 58)

2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

- модуль зацепления, (5мм)

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса

По графику на рис.7 ([1], с. 28) коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни и колеса

Y_F1=3.78 ; Y_F2=3.6

Т.к. > ,

то расчёт ведем по колесу

Вычисляем удельную окружную силу

Вычисляем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Удельная расчётная окружная сила

Подставляем в исходное уравнение, получим:

Т.к. _{f2 fr}, то условие прочности выполняется.

2.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

По формуле максимальное напряжение, возникающее при перегрузке([1], ф. 4.31, с.17)

2.11 Параметры зацепления прямозубой конической передачи

Внешнее конусное расстояние([3], табл. 3.3):

- число зубьев плоского колеса

Среднее конусное расстояние ([3], табл. 3.3):

Внутренний окружной модуль ([3], табл. 3.3):

Начальная высота зуба ([4], табл. 45, с. 300):

.

Наибольшая высота ножки зуба ([4], табл. 45, с. 300):

.

Наибольшая высота головки зуба ([4], табл. 45, с. 300):

Угол наклона зуба ([4], табл. 45, с. 300):

Угол конуса вершин ([4], табл. 45, с. 300):

Внешний диаметр вершин ([4], табл. 45, с. 300):

Параметры сводим в табл. 4

Табл.4

3. Расчёт открытой клиноременной передачи

Таблица 5

Согласно исходным данным, т.е мощность и частота вращения, по монограмме 1 выбираем тип сечения "В". По выбранному сечению ремня, согласно таблицы, предварительно выбираем минимальный диаметр ведущего шкифа d₁=125 мм. По выбранному сечению ремня выписываем геометрические размеры.

Таблица 6

Т₁=116 мм: Диаметр d₂ ведомого шкива по формуле 2

пробуем d₂=315 мм

Определяем отклонение фактического передаточного числа:

(4)

2,85%<[3%]

Окончательно принимаем d₁=125 мм, d₂=315 мм

Минимальное значение межосевого расстояния:

A_min=0,7(d₁+d₂)

A_min =0,7(125+315)=308 мм

Максимальное значение межосевого расстояния:

A_max=2(d₁+d₂) (7)

A_max =2(125+315)=880 мм

Принимаем среднее значение:

Расчетная длина ремня без учета припуска на соединение концов:

Принимаем стандартную длину L_p=1900 мм

Определяем по формуле значение "а" :

(10)

мм

привод конический редуктор электродвигатель

Принимаем а=600мм

Для того, чтобы обеспечить надевание ремня на шкив, необходимо обеспечить возможность его уменьшения на:

мм

Для увеличения натяжения ремня необходимо предусмотреть возможность его увеличения на:

мм

Угол обхвата меньшего шкива:

Скорость ремня рассчитываем по формуле:

(12)

м/c

Число пробегов ремня по формуле:

(14)

Где [v]=40c^-1

По таблице 5 находим величину окружного усилия: P_o=1,5 кВт

Коэффициент угла обхвата по таблице 9 : =0,96

Коэффициент С_b, учитывающий расчетную длину и тип сечения ремня по таблице 10: C_b=0,96

Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи C_k. Ориентировочно принимаем согласно таблице 11 при К=4 : C_k= 0,78

Согласно заданию режим легкий. Принимаем число работы ремней равным 2

Коэффициент режима работы по таблице 12: C_p= 1,1

Количество клиновых ремней определяется по формуле:

Принимаем . Сила предварительного натяжения одного клинового ремня определяется по формуле (, с. 91)

Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней определяется по формуле (, с. 91)

Сила натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня (, с. 91)

Напряжение от растяжения ремня рассчитывается по формуле :

Напряжение от изгиба рассчитывается по формуле :

где =100 МПа (, с. 81) - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней

- напряжения от центробежных сил, МПа

где = 1150 кг/м³ - плотность материала ремня (, с. 81)

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, рассчитывается по формуле :

Рабочий ресурс ремней рассчитывается по формуле :

4. Конструктивный расчет шкивов

Толщина стенки обода и шаг канавок выбираем в зависимости от типа сечения ремня по табл.7:

Ширина шкивов:

5. Предварительный расчет валов. Выбор муфты

Расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

Ведущий вал 1. Диаметр выходного конца вала

- диаметр вала под манжетой

- диаметр вала под круглой гайкой

- диаметр вала под подшипником

Ведомый вал 2:

Выходной конец вала

5.1 Выбор муфты

МУВП-250. Рассчитаем крутящие моменты:

- условие прочности выполняется

- коэфициент динамичности

6. Конструктивные моменты зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора

Шестерня:

ступицу не выделяем. Длина посадочного участка

Колесо:

коническое зубчатое колесо кованое:

Диаметр ступица:

Длинна ступицы:

Толщина обода:

Толщина диска:

Толщина стенок корпуса и крышки:

Толщина фланцев корпуса и крышки:

Нижнего пояса корпуса:

Диаметры болтов:

Фундаментных:

Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

Болтов соединяющих крышку с корпусом:

7. Компоновка редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Камеры подшипников отдаляем от внутренней полости корпуса удерживающими кольцами. Намечаем для валов ролиподшипники однородные легкой серии

Таблица 8

Определяем точки приложения реакций:

Для подшипника 7307:

Для подшипника 7208:

Определяем расстояние между подшипниками ведущего вала:

Где f=55 мм- расстояние от среднего диаметра шестерни до центра приложения реакции ближайшего подшипника

Принимаем: с=107мм

8. Проверка долговечности подшипников

Силы действующие в зацеплении

Окружная сила:

F_b=153н

Проверка:

Проверка:

Изгибающие моменты:

Суммарные реакции:

Осевые составляющие реакции(9.9):

По таблице 9.21

Рассчитаем подшипник 1:

учитывая осевую силу

Эквивалентная нагрузка

где x=0,4, y=1,38(табл.9.18, пр.П7)

Осевую силу не учитываем.

т.к. , то расчет ведем по подшипнику 2.

Рассчитаем долговечность в максимальных оборотах.

Расчетная долговечность в часах:

.

Ведомый вал. Нагрузка осей неуравновешенности муфты:

Проверка:

Рис 2. Схема нагружения ведомого вала

Изгибающие моменты:

Проверка:

Изгибающие моменты:

Строим эпюру изгибающих и крутящихся моментов.

Суммарные реакции:

Осевые составляющие реакций:

,

осевую силу не учитываем

Так как , то расчет ведем по четвертому подшипнику.

9. Проверка точности шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная

Напряжение сжатия и условие прочности.

Воздушный вал:

Ведомый вал:

10. Проверочный расчет тихоходного вала

Материал вала - сталь 45, нормализованная.

Рассмотрим сечение в точке А:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение в точке 3, d=55мм

Концентрация напряжений, вызванная насадкой подшипника, с гарантируемым натягом:

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

11. Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадка зубчатых колес, шкива и муфты по по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6. Отклонение четвертей в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 10.13.

12. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления и подшипников ведомого вала производится окунанием зубчатого колеса в масляную ванну и последующем его переносе на шестерню и вал, по которому масло стекает в подшипниковую камеру.

При по таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла .

По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное Н-30А по ГОСТ 20799-75

Подшипники ведущего вала смазываем пластичным смазочным материалом ЦНАТНМ-201 по ГОСТ 32785-89, заполнив подшипниковую камеру на ? её объёма.

Литература

1. Тростин В.И. Методические указания по курсовому проектированию по разделу "Методика расчета параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических передач с нормализованными и улучшенными колесами "курса Детали машин" для студентов. Гомель, Ротапринт,1988

2. Шейнблинт Курсовое проектирование деталей машин. Мн. "Вышэйшая школа"1988.

3. А.С. Чернавский и др. курсовое проектирование деталей машин. М., машиностроение 1979г

4. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Проектирование деталей машин Минск УП "Технопринт" 2001

5. Д.С. Левятов Расчеты и конструирование деталей машин М. "Высшая школа" 1979

6. Дмитриев В. А. Детали машин (основы расчета и конструирования) Л.: Судостроение, 1970.-792 с.

7. Детали машин в примерах и задачах / Под ред. С.Н. Ничипорчика. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981.

Размещено на Allbest.ru