Расчет редуктора

Определение размеров зубчатых колес тихоходной цилиндрической ступени редуктора. Кинематический расчет: определение передаточного отношения и разбивка его по ступеням. Определение крутящих моментов на валу. Расчет валов по передаваемым моментам.

Рубрика Производство и технологии
Вид контрольная работа
Язык русский
Дата добавления 18.08.2014
Размер файла 64,5 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Краткое описание структуры и принципа работы механизма

Привод бегунов состоит из электродвигателя, двух соединительных муфт, пары закрытых цилиндрических зубчатых передач и открытой конической фрикционной передачи.

Электродвигатель преобразует электроэнергию в механическую, вал двигателя совершает вращательное движение, но количество оборотов ротора электродвигателя очень велико для скорости вращения бегунов. Для снижения количества оборотов и увеличения крутящего момента и служит данный редуктор.

Привод бегунов служит для передачи вращающего движения от вала электродвигателя через редуктор на бегуны для приведения их в движение.

Назначение муфты - передача вращающегося момента без изменения его величины и направления.

Зубчатые передачи передают крутящие моменты и движение от одного вала к другому зацеплением. Зубчатые передачи с цилиндрическими колесами с прямым и косым зубом применяют при параллельно расположенных валах.

Фрикционная передача - механическая передача, служащая для передачи вращательного движения (или для преобразования вращательного движения в поступательное) между валами с помощью сил трения, возникающих между катками, цилиндрами или конусами, насаженными на валы и прижимаемыми один к другому.

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

2. Выбор электродвигателя

Определим общий КПД привода по формуле:

?=?12*?25*?32*?4,

где ?1 - КПД соединительной муфты (?1=0,98);

?2 - КПД одной пары подшипников качения (?2=0,99);

?3 - КПД зубчатой цилиндрической передачи (?3=0,96);

?4 - КПД конической фрикционной передачи (?4=0,95).

Определим КПД привода:

?=0,982*0,995*0,962*0,95=0,7996

?

Рдв=

Определим требуемую частоту вращающегося валового двигателя:

U=U1*U2*U3=,

где U1 - передаточное число 1-ой ступени (U1=4…6);

U2 - передаточное число 2-ой ступени (U2=4…6);

U3 - передаточное число 3-ей ступени (U2=1…2).

nвых=10*щвых=20 об/мин

=(4…6)*(4…6)*(1…2)*20=320…1440 об/мин

Выбираем электродвигатель:

Рдв=7,5 кВт, nдв=1000 об/мин

Электродвигатель А4 132М6

3. Кинематический расчет (определение передаточного отношения и разбивка его по ступеням)

Определение передаточного отношение редуктора:

Разобьем полученное передаточное отношение по ступеням

,

где U1 - передаточное число 1-ой ступени (U1=6);

U2 - передаточное число 2-ой ступени (U2=6);

U3 - передаточное число 3-ей ступени (U3=1,4).

Определим частоты вращения и угловые скорости всех валов привода:

1. вал двигателя

2. ведущий вал редуктора

3. промежуточный вал

4. выходной вал

5.

4. Определение крутящих моментов на валу

Крутящий момент на входном валу - валу двигателя:

Крутящий момент на промежуточном валу:

Крутящий момент на выходном валу двигателя:

Крутящий момент на входном валу шнека:

5. Предварительный расчет валов по передаваемым моментам

кинематический редуктор зубчатый вал

где Mк - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала

- допускаемое напряжение на кручение, при определении диаметра выходного конца (?к=(20-30) Н/мм2), принимаем [?]дв=0,25 Н/мм2;при определении диаметра промежуточного вала (?к=(10-20) Н/мм2), принимаем [?]к=0,15 Н/мм2

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего значения из R40 нормальных линейных размеров, принимаем d1=30 мм.

Диаметр на промежуточном вале:

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего значения из R40 нормальных линейных размеров, принимаем d1=48 мм.

Диаметр на выходном вале:

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего значения из R40 нормальных линейных размеров, принимаем d1=71 мм.

Диаметр на входном валу шнека:

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего значения из R40 нормальных линейных размеров, принимаем d1=36 мм.

6. Расчет тихоходной цилиндрической ступени редуктора

Выбор материалов для зубчатых колёс

Так как заданием не предусматривается специальных требований к габаритам и массе передачи, выбираем в качестве материала для изготовления зубчатых колёс сталь со средними механическими характеристиками и относительно небольшой стоимостью.

Для шестерни - сталь 40Х, термообработка - улучшение НВ230; для колеса - сталь 45, термообработка - нормализация НВ170. Учитывая нереверсивность передачи (зубья работают одной стороной) определяем допускаемые напряжения, соответствующие базовому числу циклов нагружения.

Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения определяются с учётом фактического числа циклов нагружения.

где допускаемое напряжение при изгибе, соответствующее базовому числу циклов нагружений (таблица 3);

NF0 - базовое число циклов нагружений;

NFE - фактическое число циклов нагружений в течение заданного срока службы механизма;

n = 6 - для колёс из незакаленных сталей и других мягких материалов;

n = 9 - для колёс из закаленных сталей.

При расчёте на изгиб принимается для зубчатых колёс, выполненных из сталей NF0 = 4•106.

При расчёте NFE исходят из того, что за каждый оборот колеса каждый зуб испытывает один цикл нагружения.

NFE = 60 n T,

где n - частота вращения зубчатого колеса, об/мин;

T - время работы передачи за срок службы механизма, час.

Если NFE < NF0, то принимают NFE = NF0.

Если NFE < 2,5•107, то принимают NFE = 2,5•107.

В обоих случаях пересчитывается возможный срок службы механизма.

Фактическое число циклов нагружения зубьев шестерни

NFE1 = 60T n2 = 60*2*104 *167 = 20,04•107;

зубьев колеса

NFE2 = 60T n3 = 60*2*103 27,8 = 3,34•106

Так как NFE2 < 2,5•107, то принимаем NFE2 = 2,5•107

Допускаемые напряжения при изгибе зубьев

Определение чисел зубьев шестерни и колеса, уточнение передаточного отношения

Задаёмся числом зубьев шестерни Z1. Для косозубых передач по условию отсутствия подрезания Zmin ?17 сosв. Принимаем в = 120, тогда Zmin = 17 cos120 = 16. Принимаем Z1=18.

Число зубьев колеса Z2 = Z1u =18Ч6 = 108; принимаем Z2 = 108.

Определение модуля зацепления

Нормальный модуль зацепления определяется из условия прочности зубьев на изгиб [3], [5].

где значения M и Z можно брать как по шестерне, так и по колесу, т.е. следует подставлять либо M1 - вращающий момент на валу шестерни и Z1 -число зубьев шестерни, либо M2 - вращающий момент на валу колеса и Z2 - число зубьев колеса;

Kизн - коэффициент, учитывающий уменьшение толщины зуба в его сечении вследствие износа;

KF - коэффициент нагрузки KF = KFV • K, где K - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

KFV - коэффициент динамичности, учитывающий динамическое действие нагрузки.

Ориентировочно значение коэффициента KFV выбирается в зависимости от степени точности зубчатых колёс;

KFL - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямых зубчатых колёс может быть принято KFL = 0,7 и для косозубых колёс KFL = 0,8;

YF - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям определяется по таблице 5 Приложения в зависимости от зубьев колеса (шестерни) - для прямозубых колёс и от фиктивного числа зубьев - для косозубых зубчатых колёс;

Yв = 1 - (в/140) - коэффициент, учитывающий погрешность расчётной схемы при расчёте на изгиб зубьев косозубого зубчатого колеса; для прямозубых колёс Yв = 1,0;

Шbm =b/mn,

где b - ширина венца зубчатого колеса.

Для открытых зубчатых передач обычно Шbm = 10 ч 15.

Расчёт выполняется по зубчатому колесу, для которого отношение [у]F/YF меньше.

По таблице 2 Приложения принимаем Kизн=1,25. Считая, что величина износа зуба по отношению к первоначальной толщине за срок службы передачи не превысит 10%.

Предварительно принимаем K = 1,3, поскольку зубчатые колёса расположены консольно относительно опор.

Предварительно по таблице 3 Приложения принимаем 8-ю степень точности и по таблице 4 определяем KFV =1,1 (для колёс 8-й степени точности при HB?350 и окружной скорости до 3 м/с). Тогда KF = KЧKFV=1,3Ч1,1=1,43, а KFL= 0,75 (для косозубой передачи).

Рассчитываем эквивалентное число зубьев ZV1=Z1/cos3в= 18/cos3120=20;

ZV2=Z2/cos3в=74/cos3120=116; а также коэффициент Yв=1 - (в/140)=1 - (12/140)=0,914.

Коэффициенты YF1=4,12 и YF2=3,75 определяем по таблице 5 Приложения.

Принимаем Шbm=12. Рассчитываем отношение [у]F /YF:

Так как [у]F1/YF1 > [у]F2/YF2, то расчёт выполняем для зубьев Зубчатого колеса, т.е. в расчётную формулу подставляем величины M2, Z2 и YF2

Расчёт геометрических параметров зубчатой передачи

Диаметр делительных окружностей шестерни и колеса:

d1=mnoЧZ1/cosв=1Ч18/cos120= 18,40 мм; d2=mnoЧZ2/cosв=1Ч108/cos120=110,4 мм.

Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса:

da1=d1+2mno=18,4+2Ч1=20,4 мм;

da2=d2+2mno=110,4+2Ч1=112,4 мм.

Диаметр окружностей впадин шестерни и колеса:

df1=d1-2,5mno=18,4-2,5Ч1=15,9 мм;

df2=d2-2,5mno=110,4-2,5Ч1=107,9 мм.

Рабочая ширина зубчатого венца bW = ШbmЧmno = 12Ч1 = 12 мм.

Межосевое расстояние AW = (d1+d2)/2 = (18,4+110,4)/2 = 64,4 мм.

Определение сил в зацеплении

Окружная сила

Ft = 2M1/d1 = 2Ч313,7/18,4 = 34 H.

Радиальная сила

Fr = Ft Чtgб/cosв = 34Чtg200/cos120 = 12,66 H.

Осевая сила

Fa = Ft Чtgв = 12,66Чtg120 = 2,7 H.

Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Уточняется величина коэффициента нагрузки

KF0 = K0Ч KFV0 =1,1Ч1,62 = 1,78;

KFV0 = 1,1 для Vок= (рd1n1)/(60Ч1000) = (3,14Ч18,4Ч167)/(60Ч1000) = 0,16 м/с.

Для Шbd = b/d1 =18/18,4 = 0,97 по таблице 4 Приложения находим K0 = 1,62.

С учётом консольного расположения зубчатых колёс:

Превышение расчётного напряжения над допускаемым составляет

{(уF - [у]F}/[у]F)}Ч100% = [(16,2 - 140)/140]Ч100% = -88%.

Таким образом, при уточнении значения KF0 оказалось, что фактические расчётные напряжения превышают допускаемые на 31,8%, что требует корректировки и повторного расчёта.

Увеличим модуль передачи и выполним расчеты в той же последовательности.

Принимаем mno= 2,0 мм (СТ СЭВ 310-76, таблица 6 Приложения).

Геометрические параметры зубчатой передачи:

d1 = mnoZ1/cosв = 2Ч18/cos120 = 36,80 мм; df1= d1-2,5mno=36,80-2,5Ч2 = 31,80 мм;

d2 = mnoZ2/cosв = 2Ч74/cos120 = 151,31 мм; df2= d2-2,5mno=151,31-2,5Ч2 = 146,31 мм;

da1 = d1+2mno= 36,80+2Ч2 = 40,80 мм; bW = ШbmЧmno = 12Ч2 = 24 мм;

da2 = d2+2mno=151,31+2Ч2 =155,21 мм; AW = (d1+d2)/2 = (36,8+151,31)/2 = 94,05 мм.

Силы, действующие в зацеплении (окружная, радиальная, осевая):

Ft = 2M1/d1 = 2Ч12500/36,80 = 679,3 Н;

Fr = Ft tgб / cosв = 697,3Чtg200/cos120 = 252,7 Н;

Fa = Fttgв = 679,3Чtg120 = 144,44 Н.

Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

KF0 = K0ЧKFV0 =1,1Ч1,62 =1,76;

KFV0= 1,1 для Vок= (рЧd1Чn1)/(60Ч1000) = (3,14Ч36,8Ч970)/(60Ч1000) = 1,87 м/с.

Для Шbd1 = b/d1 = 24/36,8 = 0,65 по таблице 4 Приложения находим K0 = 1,62 и с учетом консольного расположения зубчатых колёс получаем напряжения изгиба

Размещено на http://www.allbest.ru/

Полученное расчётное напряжение изгиба значительно меньше допускаемого, поэтому принимаем величину рабочей ширины венца bW=14 мм. Тогда фактическое расчётное напряжение будет:

Как видно, такое уменьшение ширины венца не приводит к превышению изгибных напряжений над допускаемыми, но позволяет экономить материал и облегчить конструкцию колеса.

Библиографический список

кинематический редуктор зубчатый вал

1. Толстоногов А.А., Федоров В.В., Янковский В.В.: расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи.

2. Глобенко Е.В., Жарков М.С., Толстоногов А.А.: Конструирование и расчет узлов и деталей машин (методическое указание 4133)

3. Беляков В.М., Жарков М.С., Фёдоров В.В., Янковский В.В. Зубчатые передачи подвижного состава: Учебное пособие для студентов. - Куйбышев: КИИТ, 1990.

4. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1991.

5. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей/ Под ред. Чернавского С.А. - М.: Машиностроение, 1988.

6. Зубчатые передачи: Справочник/ Под ред. Е.Г. Гинзбурга. - Л.:Машиностроение, 1984. - 400 с.

7. Проектирование механических передач: Учебное пособие для машиностроительных техникумов/ Под ред. Чернавского С.А. - М.: Машиностроение, 1984.

8. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для вузов/ Под ред. Ицковича Г.М. - М.: Высшая школа, 1989.

9. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчёты на прочность деталей машин.- М.: Машиностроение, 1979.

10. Толстоногов А.А. Детали машин и основы конструирования: Конспект лекций.- Самара: СамГАПС, 2003.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Расчет мощностей, передаточного отношения и крутящих моментов. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Геометрический расчет зубчатых передач с внешним зацеплением. Расчет валов на выносливость. Проверка прочности шпонок.

    курсовая работа [375,4 K], добавлен 16.12.2013

  • Расчет конической зубчатой передачи тихоходной ступени. Определение геометрических размеров зубчатых колес. Выбор материалов и допускаемые напряжения. Проверочный расчет цилиндрической передачи. Предварительный расчет валов. Подбор и проверка шпонок.

    курсовая работа [601,8 K], добавлен 21.01.2011

  • Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Расчет зубчатых колес. Геометрические параметры быстроходного вала. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Подбор подшипников и шпонок для валов. Выбор смазки и сборка редуктора.

    курсовая работа [608,3 K], добавлен 03.02.2016

  • Определение общего КПД привода. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Определение передаточного числа редуктора, конструктивных особенностей зубчатых колес и деталей редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной передач. Ориентировочный расчет валов.

    курсовая работа [366,1 K], добавлен 07.04.2013

  • Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа. Определение передаточного отношения редуктора. Расчет первой ступени планетарной прямозубой цилиндрической передачи. Определение геометрических размеров всех зубчатых колес первой ступени.

    курсовая работа [1,7 M], добавлен 22.09.2010

  • Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа: разрывного усилия, диаметра троса и барабана, общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням. Расчет первой и второй ступени редуктора, его валов. Выбор подшипников.

    курсовая работа [811,2 K], добавлен 17.10.2013

  • Определение передаточного отношения и разбиение его по ступеням, окружных и угловых скоростей зубчатых колес и крутящих моментов на валах с учетом КПД. Материал и термообработка зубчатых колес. Кинематический и геометрический расчет зубчатой передачи.

    курсовая работа [54,1 K], добавлен 09.08.2010

  • Кинематический и силовой расчет привода. Определение клиноременной передачи. Расчет прямозубой и косозубой цилиндрической передачи редуктора. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес. Смазывание узлов привода.

    курсовая работа [2,6 M], добавлен 22.10.2011

  • Кинематический расчет электромеханического привода. Определение требуемой мощности и выбор электродвигателя. Расчет тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора. Выбор материала и твердости колес. Расчет на прочность валов редуктора, подшипников.

    курсовая работа [8,5 M], добавлен 09.10.2011

  • Кинематический и силовой расчет привода. Расчет мощности электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и вращающих моментов. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет валов редуктора и шпоночного соединения.

    курсовая работа [654,1 K], добавлен 07.06.2015

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.