Содержание


1. Задание на проект.................…………………………………………2

  1. Подготовка исходных данных для расчета редуктора на ЭВМ

и выбор электродвигателя………………………………………….3

3. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора............……4

3.1 Расчет зубчатых передач …………………………….…...5

4. Определение диаметров валов……………………………………...8

5. Расчет валов и подшипников качения……………................……12

5.1 Определение сил реакций в опорах валов……………………...13

5.1.1 Тихоходный вал редуктора…………………………………13

5.1.2 Промежуточный вал редуктора………………………….....15

5.1.3 Быстроходный вал редуктора………………………………17

5.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов....……..20

5.3. Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям

и на статическую прочность ................................………...20

5.4 Расчет подшипников....................……………………………….22

6. Выбор смазочного материала и способа смазывания.................23

7. Расчет муфты….............................………………………………...23

8. Расчет приводного вала…………………………………………...25

8.1 Определение сил реакций в опорах вала……………….…...25

8.2 Подбор подшипников………………………………………..26

10. Список использованной литературы...........……………………..27






















2. Подготовка исходных данных для расчета редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя



Мощность на выходе:


Pв = Ft*V / 103 = 4500*0.9 / 103 = 4,05 кВт;


Общий КПД привода:


ηобщ = ηоп* ηМ* η 2З * ηМ,

где ηоп – КПД опор приводного вала, ηоп = 0,99

ηМ – КПД муфты, ηМ = 0,98

ηЗ - КПД зубчатой передачи ηЗ = 0,97



ηобщ = 0,99*0,98*0,972*0,98 = 0,89;


Требуемая мощность электродвигателя:


Pэ.тр. = Pв / ηобщ = 4,05 / 0,89 = 4,6 кВт;


Частота вращения приводного вала:


nв = 6*104 *V / (π*Dб) = 6*104 * 0,9 / (3,14*355) = 48,4 мин-1;


Требуемая частота вращения вала:


nэ.тр = nB*uT*uБ = 48,4*(2,5…5,6)*(4…6,3) = 484…1708 мин-1



Выбран электродвигатель: 112М4/1432, Р = 5,5кВт; n = 1432 мин-1;


Общее передаточное число привода: uобщ = n/nB = 1432/48,4 = 29,6

uред = uобщ = 29,6


Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней:


uБ = uред­ / uT , uT = 4.8

uБ = 6,2




Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:


nв = n = 48,4 мин-1;


Вращающий момент на приводном валу:


T­B = 10-3 *Ft*Dб/2 =10-3 *4500*355 / 2 = 798,75 Н*м;


Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

T2T = T­В / ηоп* ηм = 798,75 /0,99*0,98 = 823,28 Н*м;


Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени редуктора)


T1T (T) = T2T / (ηЗ* uT) = 823,28 / (0,97*4,9) = 173,21 Н*м


Момент на валу шестерни быстроходной ступени:


T = T/ (ηЗ* uБ) = 173,21 / (0,97*6,04) = 29,56 Н*м




3. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора


Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uТ ступенями редуктора (uред=uБ*uТ). Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБ/uТ. В программе также варьируется термообработка колес, которая очень существенно влияет на массу редуктора и его стоимость.

По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования: диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину. В приложении 1 приведены данные для расчета и полученные результаты, и по ним построены графики зависимости стоимости, массы редуктора и межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней. Исходя из выше указанных требований, мной был выдран следующий вариант:

Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведен в приложении 1.



3.1. Расчет зубчатых передач


3.1.1. Выбор материалов и вида термической обработки:


Исходя из выбранного варианта, имеем:

HRC1 49.0

HRC2 28.5


Марка материала: Сталь 45 ГОСТ 4543-71

Вид термообработки:

1, 2 – улучшение


Определение допускаемых напряжений и размеров передачи:


Расчет передачи производится по допускаемым напряжениям:


и

соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям


Hlim , Flim – пределы выносливости

SF , SH – коэффициенты безопасности


Значения []н и []F вычисляются по формулам :

для термообработки – улучшения ,

причем []H = min {[]H1 , []H2}


Для определения коэффициента безопасности по контактным напряжениям:

SH = SHmin SHA SHB

NHE= 60nt H

где n – частота вращения колеса

t – число часов работы передачи

H – число входов в зацепление зуба за один оборот колеса


, но 2.4


Коэффициент KHL учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.


Для определения коэффициента безопасности по напряжениям изгиба:

NFE = NK F

SF = SFmin SF SFD


Определение aW – межосевого расстояния:


,где T1 = ТЭ

, где


Ка = 4300 для косозубых передач

КН – коэффициент концентрации нагрузки

ba = b2/aW

ba = b2/a1=0.5ba(U+1)=1 , где a1=2aW /(U+1)

KH =KHV KH KH ,

где KHV = f(V)

KH = f(ba)


Ширина колес определяется по формуле:

b2= ba aW

Ширина шестерни:

b1 = b2+(2..4)


Определение нормального модуля:

Ориентировочно определяют m= b2/17 , где 17 – минимальное число зубьев из условия неподрезания зуба при нарезании без колеса без смещения







Уточняют расчет:


находим m


Определение угла наклона зубьев , чисел зубьев колеса (Z2) шестерни (Z1) и настоящего передаточного отношения (U):

Из условий:

b2tg > m/cos

sin > m/b2

Получено: sin min 4m/b2


Суммарное число зубьев: Z = 2aw /mt =2aWcos / m

Окончательно получаем: = arccos(Zm/2aW)

Определено:

Z1 = Z /(U+1)

Z2 = Z - Z1

U=Z2 /Z1


Определение диаметров колес:


d1 = Z1 mt

делительные диаметры колеса и шестерни

d2 = Z2 mt

da1,2 = d1,2 +2(1+x1,2 -y)m – диаметры вершин

df1,2 = d1,2 -2(1.25 - x1,2 )m – диаметры впадин

где x1,2 – коэффициенты смещения шестерни и колеса

y= -(aw -a)m – коэффициент воспринимаемого смещения



Силы в зацеплении


Ft = 2T2 /d2 – окружная сила на делительном диаметре колеса


Fr = Fttg /cos – радиальная сила


Fa = Ft tg – осевая сила


Критерии работоспособности зубчатых передач:


Зуб находится в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных вида напряжений: контактные напряжения H и напряжения изгиба F . Они изменяются по времени по некоторому прерывистому циклу. Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев, поломки зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности зубьев от контактных напряжений.



4. Определение диаметров валов


а) Быстроходный вал :

Принимаем: d =26 мм исходя из условия согласованности диаметров быстроходного вала и вала электродвигателя.


б) Промежуточный вал:

Принимаем:


в) Тихоходный вал :

Принимаем: d = 60мм;



5. Расчет валов и подшипников качения


Расчет подшипников для быстроходного вала


n

1432

мин-1

TБ

29,56

Н*м

Fr

492,968

Н

Ft

1135,07

Н

Fa

228,1196

Н

L1

0,0447

м

L2

0,0894

м

L3

0,095

м

Cr

38000

Н

Y

1,6


e

0,37


X

0,4





Fk

636,8869601

Н

R2

1067,184405

Н

R1

923,2654453

Н

Rt2

567,535

Н

Rt1

567,535

Н

Fr2

1208,709449

Н

Fr1

1083,75046

Н

Fa/Fr1

0,210490891


Fa/Fr2

0,188729889


X1

1


Y1

0


X2

1


Y2

0


Pr1

2167,500919

Н

Pr2

2417,418898

Н

L10ah1

10832

ч

L10ah2

16259

ч









Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.