Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса (125327)

Посмотреть архив целиком

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:


ήобщ. = ή рпή (1)


ή рп - кпд решенной передачи

ή-кпд зубчатой передачи редуктора с учетом потерь в подшипников

Принимаем:


ή рп = 0.95

ή= 0.97

ήобщ. = 0.95 ∙ 0.97 = 0.92


Требуется мощность электродвигателя:


Рэ = р2 ∕ ήобщ. = 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. = nn2 ∙ 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

ω = П n ∕30 = П ∙ 1445 ∕30 = 151.2 рад ∕с (7)


ведущий вал редуктора:


n1 = nUр.п = 1445 ∕ 2.67 = 541.2 об∕ мин (8)

ω 1 = ω ∕ Uр.п = 151.2 ∕ 2.67 = 56.74 рад ∕с


ведомый вал редуктора:


n2 = n1 ∕ 4 = 541.2 ∕ 4 = 135 об∕ мин

ω 2 = ω 1 ∕ 4 = 56.74 ∕ 4 = 14.2 рад ∕с


Силовой расчет

Вращение момента на валу привода

вал электродвигателя:


М = Рэ ω = 5 ∙ 10³ ∕ 151.2 = 33 км (9)


Ведущий вал редуктора


М1 = М ∙ Uр.п ή рп = 33 2.67 ∙ 0.95 = 83.7 км (10)


Ведомый вал редуктора


М2 = М1 ∙ U ή = 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 ∕мн²

диаметре (предполагаемом) D ≤ 80 мм

для колеса твердость 235…262 НВ2 ; т = 540 Н ∕мн²

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 ∕мм² (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 ∕мм²

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] · KflKfc = 1,75 =288 Н ∕мм²

[fa]2= 1,8·250/1,75 ·1 ·1 = 257 Н ∕мм²


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=ψa·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 = 6,8·325·2·10³·5/4·160·63·257 = 1,07 мм


принимаем стандартное значение m=2 мм

Суммарное число зубьев:


Е = 2a ω /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


υ = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 · 10³ · 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 · 10³ / 256 = 2539H (22)

Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20º = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23)


Принимаем коэффициент динамической нагрузки K=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


n² (0.8м · 1.1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и 570 н/мм²


Т.к. расчетное Gn=412 н/мм² 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/мм²

колеса : [n]2/ Јf2 = 257/3,6 = 71, 4 н/мм²

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 Fυ=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/мм²<

[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/мм², в = 800 н/мм²

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.

к] 20…25 н/мм², 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

τ= 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)³ = 1179.61 г (32)


Базовая долговечность подшипника.


L10h =10³·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)³ = 0.7 · 4826.81 = 3378.77 (ч)


Базовая долговечность подшипника

L10h = 10³ · 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 :


Δ1 = 0.8 Sкорп (44)

Δ1 = 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:


Δ2 = 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.


Случайные файлы

Файл
wwl001.doc
12440.rtf
93697.rtf
99665.rtf
110223.doc




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.