Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса

Содержание

1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3. Прочный расчет валов

4. Предварительный выбор подшипников

5. Уточненный расчет валов на статическую прочность

6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность

7. Определение размеров корпуса редуктора

8. Конструирование зубчатого колеса

9. Определение размеров крышек подшипников

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

Вывод

1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода

Р2 =4.6 квт , частота вращении ведомого вала п2 =135 об?мин

Выбор электродвигателя

общий КПД привода:

Юобщ. = Ю рп • Ю (1)

Ю рп - кпд решенной передачи

Ю-кпд зубчатой передачи редуктора с учетом потерь в подшипников

Принимаем:

Ю рп = 0.95

Ю= 0.97

Юобщ. = 0.95 • 0.97 = 0.92

Требуется мощность электродвигателя:

Рэ = р2 ? Юобщ. = 4.6 ? 0.92 = 5 кВт (2)

Ориентированная частота вращения требуемого электродвигателя nэ принимаем U =4 - передаточное число зубчатой передачи редуктора, Uр.п =3 - передаточное число решенной передачи

Общее передаточное число привода:

Uобщ. = Uр.п • U = 3 • 4 =12 (3)

nэ = n2 • Uобщ. = 135 • 12 = 1620 об? мин (4)

По полученным значениям Рэ и nэ, выбираем электродвигатель. Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения nс =1500 об? мин, тип двигателя 4АМ¦2МА643,мощность Р= 5,5 кВт синхронная частота вращения n= 1445 об? мин

Киниматический расчет

Уточняем общее передаточное число привода

Uобщ. = n ? n2 • 1445 ?135 = 10.7 (5)

Производим разбивку U?общ. по ступеням, стандартное значения передаточного числа решенной передачи

Uр.п = U?общ. ? U = 10.7 ? 4 = 2.67 (6)

Частота вращения и угловые скорости вала:

вал электродвигателя

n= 1445 об? мин

щ = П • n ?30 = П • 1445 ?30 = 151.2 рад ?с (7)

ведущий вал редуктора:

n1 = n ? Uр.п = 1445 ? 2.67 = 541.2 об? мин (8)

щ 1 = щ ? Uр.п = 151.2 ? 2.67 = 56.74 рад ?с

ведомый вал редуктора:

n2 = n1 ? 4 = 541.2 ? 4 = 135 об? мин

щ 2 = щ 1 ? 4 = 56.74 ? 4 = 14.2 рад ?с

Силовой расчет

Вращение момента на валу привода

вал электродвигателя:

М = Рэ ? щ = 5 · 10і ? 151.2 = 33 км (9)

Ведущий вал редуктора

М1 = М • Uр.п • Ю рп = 33 • 2.67 • 0.95 = 83.7 км (10)

Ведомый вал редуктора

М2 = М1 • U • Ю = 83.7 • 4 • 0.97 = 325 км

вал	Частота вращения n1 оборотов в минуту	Углов скорость U1 рад ?с	Вращающий момент М, Км
электродвигатель	1620 об? мин	151.2 рад ?с	33 Км
ведущей	541.2 об? мин	56.74 рад ?с	83.7 Км
ведомый	135 об? мин	14.2 рад ?с	325 Км

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Материалы зубчатых колес.

Сталь 45 с термообработкой - улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; т = 650 Н ?мнІ

диаметре (предполагаемом) D ? 80 мм

для колеса твердость 235…262 НВ2 ; т = 540 Н ?мнІ

при предполагаемой ширине заготовки колес S ? 80 мм

Выбираем среднее значение твердости:

Твердость шестерни - 280 кв1;

Твердость колеса - 250 кв2

При этом НВ1 - НВ2 = 280 - 250 = 30 ( условие соблюдает)

Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса

[п] = (п ? [Sп]) •кп (11)

по = 2 Нв + 70 (12)

[Sп] = 1.1

кп = 1

[п]1 = ((2 Нв 70) [Sп]) • кп = ((2 • 280 + 70) : 1.1) • 1 = 573 к ?ммІ (13)

Для надежности при расчете прямозубых цилиндрических передач за величину [п] принимают меньшее значение из допускаемых [п]1 и [п]2

Принимаем [п] = [п2] = 518 к ?ммІ

Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

[п] = (fo ? [Sf]) •кfc •кfl (14)

где fo = 1.8 Нв

[Sf] = 1.75

кfc = 1/1,8nB1; kfl =1/_1,8·280

[fa]1= [Sf] · Kfl •Kfc = 1,75 =288 Н ?ммІ

[fa]2= 1,8·250/1,75 ·1 ·1 = 257 Н ?ммІ

Расчетные коэффициенты. Принимаем 4а=0,4 как для симметрично расположенных колес, и коэффициент Кив=1, как для прирабатывающих колёс (твердость колёс меньше 350 нв , нагрузка постоянная).

Мешаевы расстояние передачи

по стандарту принимаем аn=160мм.

Ширина зубчатого венца колеса: в2=шa·am=0,4·160=64 мм

Шестерни: в1?1,12·в2=1,12·64=71,7мм

Принимаем стандартное значение по таблице: В2=63мм; В1=71мм

Модуль зубьев по формуле:

m = _6,8М2(W+1)/4·aw·b2[Gк]2 = 6,8·325·2·10і·5/4·160·63·257 = 1,07 мм

принимаем стандартное значение m=2 мм

Суммарное число зубьев:

Е = 2a щ /м = 2·160/2 = 160 (17)

число зубьев шестерни

1 =Е/(4+1) = 160 : 5 = 32

2 = Е -1 (18)

= 160-32 = 128

Фактическое передаточное число:

Иф = 2/1 = 128/32 = 4

- что соответствует заданному (номинальному значению)

Основные геометрические размеры передачи:

Делительные диаметры

d1 = m ·1 = 2 ·32 = 64 (19)

d2= m ·2 = 2·128 = 256

уточняем межосейное расстояние:

an = (d1 + d2)/2 = (64+256)/2 = 160мм (20)

Диаметр окружностей верхних зубьев шестерни и колеса:

da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52

da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196

Пригодность заготовки шестерни Д и ширина S:

Д = da1 + 6мм = 52+6=58мм

Д=58мм< 80 мм

S=b2+4мм=63+4=67<80 мм

Условие пригодное заготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристики м.б. получены при термообработке.

Выбранная сталь 45 не требует применений.

Окружная скорость зубчатых колес и степень тонкости

х = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 · 10і · 63/60 = 1.6 м/с (21)

Для уменьшения динамической нагрузки применяем 8 степень точности (по таблице)

Силы в зацеплении i окружная сила

Ft = 2м2/d2 = 2 · 325 · 10і / 256 = 2539H (22)

Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20є = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23)

Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knх=1.2 (по таблице)

Рассчитываем контактное напряжение.

n = 310/aw · n (24)

н = 310/160 · 4 = 0,48 = 0,48 879,6 = 422 н/мм

по условию

nІ (0.8м · 1.1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и 570 н/ммІ

Т.к. расчетное Gn=412 н/ммІ находится в пределах допускаемых значений напряжений, то контактная прочность зубьев обеспечивается

Коэффициент формы зуба Јf :

для шестерни : 1 = 32; Јf1=3,78

для колеса: 2 =128; Јf2=3,6

сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб

Шестерни: [n]1/ Јf1 = 288/3,78 = 76,2 н/ммІ

колеса : [n]2/ Јf2 = 257/3,6 = 71, 4 н/ммІ

Прочность зубьев колеса оказалась менее прочности зубьев шестерни.

[n]1/ Ј f1<[n]1/Ј f2

- поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.

Принимаем коэффициенты: К Fв=1 К Fх=1,4

Расчетное напряжение изгиба в основании ношии зубьев колеса:

f2= Ј f2 · Pt/В2м k pв Kpv = 3.6 · 2539.1/63 · 2 · 1 · 1.4 = 101.6 н/ммІ<

[f]2=257 н/мм (25)

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3. Прочный расчет валов

Выбор материалов валов.

Для ведущего и ведомого вала выбираем ст.45 с термообработкой улучшения с механическими

Характеристиками НВ 240 т = 650 н/ммІ, в = 800 н/ммІ

Ведущий вал.

Выбираем конструкцию вала

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле

dк= (26)

где диаметр dn диаметр пальцевого участка вала.

М1 (ИМ)- вращающий момент на ведущем валу редуктора.

[фк] 20…25 н/ммІ, допускаемое касательное напряжения .

dк = =25,6 мм

по стандарту принимаем dk = 26 мм

где dy - диаметр участка вала под уплотнением.

dy=26+4=30мм

dn=30+5=35мм

dw=35+5=40мм

Ведомый вал.

Выбираем конструкцию вала.

М2 = 325 мм

ф= 25

dk = = 40,1 мм

по стандартному выбираем

dy =42 мм

dy = 42+3=45 мм dn = 45+5=50 мм

dзк = 50+2=52 мм dб = 52+3=55 мм

4. Предварительный выбор подшипников

Предварительный выбор ведущего вала.

dn = 35 мм легкой серии №207

Д=72 мм

В1=17 мм

Предварительный выбор ведомого вала

dn = 50 мм легкой серии №210

Д=90 мм

В1=20мм

5. Уточненный расчет валов на статическую прочность

Ведущий вал.

Чертим расчетную схему вала.

Определяем расстояние между опорами и силами зацепления

l1 = l1?= x+y+b1/2+ b1/2 м (1) [3]

где х =10мм расстояние от стенки корпуса до шестерки:

b1=71 мм b1- ширина шестерни

B1 - это ширина подшипника

Ј - 20 мм расстояние от подшипника

l1 = l1?= 10+ 20+71/2+17/2 = 30+35,5+8,5 = 74мм = 0,074м

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

R ay = R ву = Fr1/ 2= 914/ 2 = 457 Н (27)

Fn1 - рациональная нагрузка на материи R



Определяем реакцию опор в горизонтальной плоскости.

R ах = Rвх= Ft /2=2539.1/2 = 1269.6 Н

Определим изгиб момента в вертикальной плоскости и построим эпюру моментов

М ах= 0 М вх = 0

М сх = - R ау · l1= - 457 · 0.074 = - 33.82 Hм

Определим изгиб момента.

Мау = 0 Мву = 0

Мсу = -Rax · l1= -1269.6 · 0.074=m-33.82 Нм

Определяем крутящий момент.

Мк = М1 = 83,7 и.м

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении.

Мкс = ====99,85 Hм (28)

Определим эквивалентный момент в сечении.

Мэ = = == 130,2 Hм

Определим диаметр вала в опасном сечении.

dm ====29,6 мм (29)

Находим диаметры остальных участков вала исходя из dш

dn = dш (-2...5)= 30-5 = 25 мм

dу = dn (-2,,,5) = 25-3 = 22 мм

dn = dу (-2...5) = 22-2 = 20 мм

.2. Ведомый вал.

l2 = l2' = x+y + в 2/2 + В2/2 (30)

В2 =20 мм

в 2= 63 мм

l2= l2' =10+20 +63/2+20/2= 40+31.5 = 71.5 мм = 0.072м

Ray = 457 н

Rax = 1269,6 н

Мсх = - Ray · l1 = -475 · 0,072 = - 32,9нм

Определим изгиб момента.

Мсу = Raх · l1 = - 1269,6 · 0,072 = - 91,41 нм

Мк = М2 = 325 и.м

Мuc = = = 97,2 нм

Мэ = = = 339,3 нм

dyk = = 40,8

dn = dш - (2…5) = 42 - 2 = 40 мм

dу = dn (- 2 …5) = 40 - 4 = 36 мм

dк = dу ( - 2 …5) = 36 - 4 = 32 мм

6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность

Ведущий вал.

суммарная радиальная опора реакции:

Rra = Rrв = = = 1349,35 Кn (31)

Выбор типа подшипника.

Для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники.

Проверяем возможность установки подшипника средней серии № 305

d = 25мм

Д = 62мм

В = 17 мм

Сr = 22.5

Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:

V = 1; Кб= 1.4 ; Кт = 1; а1 = 1; а23 = 0,7.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Rэ? = Rэв = Rэ = V · R ra · Кб · Кт = 1 · 1349,35 · 1.4 · 1 = 1889.09 н = 1.89Кн

Базовая долговечность подшипника.

L10 = a1 · а23 · ( Cr/ Rэ) = 1 · 0,7 (22.5 : 1.89)і = 1179.61 г (32)

Базовая долговечность подшипника.

L10h =10і·L10/60r1=10·179.61/60·541.2 =36326.99 ч>[L10h ]=10000ч-

долговечность обеспечена

Ведомый вал.

Суммарная радиальная опорная реакция: Rra = 1349.35 h

выбор типа подшипника для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники.

Проверяем возможность установки подшипника легкой серии № 208

d = 40 мм В = 18 мм

Д = 80 мм C = 32

6.2.3. Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников , принимаем коэффициенты:

V = 1; Кб = 1.4; Кт = 1; а1 = 1; а23 = 0,7.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Rэа = Rэв = Rэ = V·Rra·Кб·Кт = 1· 1349.35 ·1.4 ·1 = 1889.09 n = 1.89 Kn (34)

Базовая долговечность подшипника.

L10 =1· 0.7 · (32/1.89)і = 0.7 · 4826.81 = 3378.77 (ч)

Базовая долговечность подшипника

L10h = 10і · 3378.77/ 60·135= 41713.09 (ч ) - долговечность обеспечена

7. Определение размеров корпуса редуктора

Толщина степени основания корпуса

Sкп=?6 (35)

Sкр==4,78 мм

Принимаем Sкорп = 6мм

Толщина степени основания корпуса.

Sкр = 0.9 Sкорп. > 6мм (36)

Sкр = 0.9· 6 = 5.4 мм

Принимаем Sкр = 6 мм

Толщина ребра в основании

Sреб = Sкорп = 6 мм

Толщина подъемного уха в основании:

Sу = 2.5 Sкр = 2.5 · 6 = 15 мм (37)

Диаметр стяжного болта

dб = ?10 (38)

dб = = 6,87мм

Диаметр штифтов:

dшт = ( 0.7 ....0.8) dб = 0.8 ·10 = 8 мм (39)

Толщина фланга по разъему :

Sфл = 1.5· dб = 1.5 · 10 = 15 мм (40)

Диаметр фундаментального болта

dб = ? 1,2 (41)

dб = = 8.65мм

принимаем dф = 12 мм

Толщина лампы фундаментального болта:

Sф = 1.5 · dф = 1.5 · 12 = 18 мм (42)

Высота центров редуктора:

Н0 = ( 1 … 1.12 ) · aw = 1 · 160 = 160 мм (43)

Расстояние между торцом шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами части корпуса :

Д1 = 0.8 Sкорп (44)

Д1 = 0.8 · 6 = 48 мм

Ширина пояса жесткости (фланца)

вф ? 1.5 dф

вф = 1.5 • 12 = 18 мм

Расстояние между зубьями колеса в радиальном направлении и торцом фланга, днищем основания:

Д2 = 1.2 · Sкорп = 1.2 · 6 = 7.2 мм

8. Конструирование зубчатого колеса

Выбираем конструкцию колеса.

Обод ( элемент колеса)

Диаметр : da = 196 мм

Толщина:

S = 2.2 · т + 0.05 в2 = 2.2 · 1.07 + 0.05 · 63 = 5.5 мм (46)

Ширина: в2 = 63 мм

Ступица.

Диаметр внутренний: d = d3К =42мм

Диаметр наружный: dСТ = 1.55 · d = 1.55 · 42 = 65.1 мм (47)

Толщина: Sст = 0.3 · d = 0.3 · 42 = 12.6 мм

Длина: lст = 1.5 d = 1.5 · 42 = 63 мм (48)

Диск

Толщина:

С = 0.5 (S + S ст) = 0.25· в2 = 0.25 · 63 = 15.75мм (49)

Радиусы закругленный и уклон:

R = 6 J >7°

9. Определение размеров крышек подшипников

Выбираем конструкцию крышек подшипников.

Принимаем крышки врезанные с отверстиями и глухие:



Ведущий вал.

Д = 62 мм h1 = 5 мм

Д0 = 67мм l = 8 мм

Д3 = 52мм l1 = 2 мм

h = 14мм В = 10 мм

Ведомый вал.

Д = 80 мм h1 = 5мм

Д0 = 85мм l = 10мм

Д3 = 72мм l1 = 2мм

h = 16мм В = 10мм

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

Ведущий вал.

Для диаметра вала d = 20мм принимаем размеры сечения шпонки:

в = 6мм t2 = 2.8 мм

h = 6 мм lст = 36 мм t1 = 3.5мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины:

lш = (5…10) lст

lш =36 -8 = 28 мм

lр = lш - в = 28 - 6 = 22 мм (50)

Расчетное напряжение смятия:

см = 2М1/D ( h - t1) lр= < [G] см = 190 и/мм (51)

см = 2· 83.7 ·10і/20(6 - 3.5 )· 22= 152.18 и/мм

Прочность на смятие обеспечивается.

Ведомый вал

Для диаметра вала d = 32 мм принимаем размеры сечения шпонки:

в = 10мм t2 = 3.3 мм

h = 8 мм lст = 42мм

t1 = 5мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины:

lш = 42 - 8 = 34мм

lр = 34 - 10 = 24 мм

10.2.3. Расчет напряжения смятия:

см = 2М2/D ( h - t1) lр = < 190 и/мм

см = 2· 83.7 ·10і /32(8 - 5 )· 24= 72.66и/мм

Прочность на смятие обеспечена.

11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочным способом ( окупанием).

Этот способ применяют для зубчатых передач при окруженных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скорости х. Gn = 422.0 н/ммІ, х = 1.6 м/с

В соответствии с полученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 Гост 17479 4-87

Смазывание подшипников.

При окруженных скоростях х<2м/с

Полость подшипника, смазывается пластичным материалом и должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением.

Размер внутренней полости корпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ј его ширины.

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.

Выбираем для смазки подшипниковый солидол жировой Гост 1033 - 79.

Вывод

В курсовом проекте был выполнен проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса.