Техническое задание
Исходные
данные:
Т = 18 Н*м
( = 56
рад/с d = 0.55
м
схема 1
1. Электродвигатель
2. Упругая муфта
3. Редуктор с прямозубой конической передачей
4. Открытая коническая передача
5. Картофеле-очистительная машина
Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.
Назначение и сравнительная характеристика привода
Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод
включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую
передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать
и спроектировать в данном курсовом проекте.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может
включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или
ремённую. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение
вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор
состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса,
валы подшипники и т.д.
Зубчатые передачи
Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и
косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с
шевронными и криволинейными зубьями.
Преимущества зубчатых передач
1. Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2(4, косозубой цилиндрической U=4(6, для конической U=2(3)
2. Высокая нагрузочная способность
3. Высокий КПД (0.96(0.99)
4. Малые габариты
5. Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании
6. Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры
Недостатки зубчатых передач
1. Невозможность без ступенчатого изменения скорости.
2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
3. Шум при больших скоростях.
4. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок.
5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях.
6. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев.
7. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок
Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в
изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
1.1 Определяем требуемую мощность двигателя
N=N*( (Вт) Т=Твых=Т3
N=56*18=1008 Bт
1.2 Определяем КПД
(=(р*(оп*пк р-редуктора
(=0,97*0,96*0,9[pic]=0,679 оп-открытой
передачи
пк-подшипников качения
1.3 Определяем мощность двигателя
[pic]
1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия
Nн ( Nдв Nн=1.5 кВт 4А80А2У3 Nн=1.5 кВт nс=3000
Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей
(таблица 1) таблица 1
| N( | Типоразмер | nc, об/мин |
| 1 | 4А80А2У3 | 3000 |
| 2 | 4А80В493 | 1500 |
| 3 | 4A90L693 | 1000 |
| 4 | 4A100L893 | 750 |
1.5 Определяем передаточное отношение двигателя
[pic] , где nдв - синхронная частота вращения,
Об/мин;
nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1),
Об/мин
[pic] [pic]
[pic] [pic]
1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи u = 2(3
1.7 Определяем передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической
прямозубой передачи U=2(3
[pic], где U - передаточное отношение двигателя
Uоп - передаточное
отношение открытой передачи
Uр - передаточное
отношение редуктора
[pic] [pic]
Остановим свой выбор двигателе N(1, и примем следующие передаточные
отношения: uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2
Эскиз двигателя в приложении 1.
1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных
меанизмов. [pic]
[pic]
1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма
[pic]
Проверка: Nдв=Тдв*(дв
Nдв=4,73*313,6=1483 Вт
Двигатель 4А80А2У3
1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, (3 с учётом выбранного двигателя
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
Проверка Nдв=Тдв*(дв
Nдв=4.19*56=1500 Вт
В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений
1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма
n1 = nc = 3000 об/мин
[pic]
Данные расчётов сведём в таблицу: таблица 2
| |Тi, Н*м |(i, рад/с |ni, об/мин |
|Вал А |4.78 |314 |3000 |
|Вал В |9.08 |157 |1071 |
|Вал С |24 |56 |535 |
2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.
2.1 Выбираем материал
Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45;
Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных
нагрузок ((0(=122 МПа, допускаемое контактное напряжение (((=550 МПа
-
рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами
2.2 Определяем внешний делительный диаметр (см. Рис.1) коэффициент КН(=1,2 коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (ВRE=0,285
[pic] (1(,
где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2); de2 - внешний делительный диаметр, мм;
(((к - допускаемое контактное напряжение, МПа; up - передаточное отношение редуктора;
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2=100мм
2.3 Принимаем число зубьев на шестерне
Z1=22
2.4 Определяем число зубьев на колесе
Z2=uр*Z1=2,8*22=62 (1(
Определяем геометрические параметры зубчатой передачи 2.5 Внешний окружной модуль
[pic] (1(
2.6 Угол делительного конуса для (см. Рис.1): шестерни [pic] колеса [pic]
2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)
[pic]
2.8 Определяем внешнее конусное расстояние (см. Рис.1)
[pic] (1(
2.9 Определяем среднее конусное расстояние (см. Рис.1)
[pic], где b - длина зуба
2.10 Определяем средний окружной модуль
[pic]
2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1) d=m*Z (1( d1=1.3*22=28.6 мм d2=1.3*62=80.6 мм
2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное колеса
[pic] шестерни
[pic], где Т - крутящий
момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр радиальное [pic] [pic], где Р
- окружное усилие, ( - угол делительного конуса, ( = 20(
Проверка коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
[pic] (1( средняя окружная скорость колеса
[pic] (1( степень точности n=7
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок
[pic] (1(, где КН( - коэффициент учитывающий распределение
нагрузки по длине зуба;
КН( - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для
прямозубых колёс
[pic] (1(
Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
[pic]
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
[pic] (1( , где
коэффициент нагрузок
[pic], где КF( - коэффициент концентрации
нагрузки;
КFV - коэффициент динамичности
Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел
зубьев: для шестерни
[pic] для колеса
[pic]
При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6
Для шестерни отношение
[pic] для колеса
[pic]
Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для
него меньше.
Проверяем зуб колеса
[pic]
3. Разработка эскизной компоновки.
3.1 Предварительный расчёт валов редуктора.
Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведущего Тк1=Т1=9000 Нм ведомого Тк2=Т2=24000 Нм
Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом
напряжении ((к(=25 МПа
[pic] (1(
диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20
мм.
Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении
((к(=25 МПа
[pic]
диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом
dк2=25 мм. 3.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала
позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).
Длина посадочного участка lст(b=20 мм
Колесо его размеры dае2=101.1
мм; b=20 мм диаметр ступицы dст
(1.6*dк2=1.6*25=40 мм; длина ступицы lст = (1.2(1.5)*
dк2=1.5*25=37.5 мм lст = 35 мм толщина обода
(0
=(3(4)*m=1.3*(3(4)=5 мм
рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1(0,17)*Rе=7 мм колесо
3.3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора
толщина стенок корпуса и крышки
( = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем ( = 5 мм
(1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем (1 = 5 мм
толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1,5*(=1,5*5=7,5 мм
b1=1,5*(1=1,5*5=7,5 мм
нижнего пояса крышки
р=2,35*(=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм
Диаметры болтов:
фундаментальных d1=0,055*R1+12=12,3 мм; принимаем фундаментальные болты с
резьбой М12
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7(0,5)* d1
d1=(0,7(0,5)*12,3=8,6(6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8
болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7(0,5)* d1
d3=6(7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6
3.4 Компоновка редуктора
Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего
вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из
точки пересечения проводим под (1 = 20( осевые линии делительных конусов и
откладываем на них отрезки Re = 53 мм.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо.
Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.
Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические
однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию
подшипников
|Условное | d | D | B | C | Co |
|обозначение |мм |мм |мм |кН |кН |
|подшипника | | | | | |
|7203 |17 |40 |12 |14.0 |9.0 |
|7204 |20 |47 |14 |21.0 |13.0 |
Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно
внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив
зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения
мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от
первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5 мм (2(, где dв1 - диаметр выходного
конца ведущего вала.
Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю
стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив
расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.
Замером определяем расстояния
a1=30 мм ; a2=48 мм ; a3=33 мм ; a4=64 мм
4. Проверка долговечности подшипников.
Ведущий вал
Расчётная схема
a1=30 мм а2=48
мм
Рr1=203.5 Н
Pa1=74
Н
P=1678.3 Н
Определение
реакций опор в вертикальной
плоскости
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
рис. 3 Расчётная схема ведущего вала.
[pic]
Проверка:
[pic]
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости
[pic]
[pic]
Проверка:
[pic]
Определение эквивалентных нагрузок
[pic] (3( , где X,Y - коэффициенты радиальной и осевой
нагрузок соответственно;
Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;
Fr - радиальная нагрузка, Н;
КБ - коэффициент безопасности;
Кт - температурный коэффициент
[pic], где Нi, Vi - реакции опор в
горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н
[pic]
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
[pic] (1(
здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0.31
В нашем случае S1(S2; Fa(0, тогда Pa1=S1=706.2 H
Pa2=S1+Pa=271+74=345 H [pic]
X=0.4 Y=1.97
[pic]
Расчётная долговечность, млн. об.
[pic]
Расчётная долговечность, ч
[pic], где n = 1500 частота вращения ведущего вала.
Расчёт ведомого вала
[pic]
Определение
реакций опор в вертикальной
плоскости
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
рис. 4 Расчётная схема ведомого вала.
[pic]
[pic]
[pic]
Проверка:
[pic]
[pic] [pic]
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
[pic]
[pic]
[pic]
[pic] [pic]
[pic]
Проверка:
[pic]
[pic]
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
[pic]
В нашем случае S1(S2; Fa(0, тогда Pa1=S1=63 H
Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники
7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника.
[pic], по этому осевую нагрузку следует учитывать.
Эквивалентная нагрузка
Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН
Расчётная долговечность, млн. об.
[pic] (1(
Расчётная долговечность, ч
здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала
[pic]
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.
5. Уточнённый расчёт валов.
Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а
касательные от кручения по пульсирующему
5.1 Выбор материала вала
Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для
которой предел временного сопротивления (b=500 МПа
5.2 Определение изгибающих моментов
Ведущий вал
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких
сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим
коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника,
ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом опасном сечении действуют
максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz = Т2.
Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника
на вал. a1=14 мм; а2=48 мм
Рr=203,5 Н;
Ра=74 Н ;
Р=1678,3 Н
Vа=308,5 Н;
Vв=105 Н;
Hа=2727,2 Н;
Hв=1048,9 Н;
Ma=10,582 Н*м
Построение эпюры Мy (рис. 5)
0(y(a1 My=-Pa*x+Ma; y=0 My=Ma y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50,468 Н*м
0(y(a2 My=-Vв*y=-50,468 Н*м
Построение эпюры Мx (рис. 5)
0(x(a1 Mx=-P*x
0(x(a2 Mx=-Hв*x x=0 Mx=0 x=a1 Mx=- P*a1=-50,349 Н*м x=0 Mx=0
рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50,349 Н*м
Ведомый вал а3=33 мм; а4=64 мм
Рr=74 Н;
Ра=203,5 Н;
Р=595,5 Н
Vа=133,4 Н;
Vв=-59,4 Н;
Hа=393,9 Н;
Hв=202 Н;
Ma=82,0105 Н*м
Построение эпюры Мy (рис. 6)
0(y(a3 My=Vв*y y=0 My=0 y=a3 My=Va*a3=44,022 Н*м
0(y(a4 My=Vв*y y=0 My=0 y=a4 My=Va*a4=-38,016 Н*м
Построение эпюры Мx (рис. 6)
0(x(a3 Mx=-Ha*x x=0 Mx=0 x=a3 Mx=- Ha*a3=-129,657 Н*м
0(x(a4 Mx=-Hв*x x=0 Mx=0 рис. 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- Hв*a4=-129,657 Н*м
5.3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении
[pic]
5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения
[pic](1(
5.5 Амплитуда нормальных напряжений
[pic] (1(
5.6 Определение полярного момента сопротивления
[pic]
5.7 Определение амплитуды касательного напряжения
[pic]
5.9 Определение коэффициентов запасов прочности
1 по нормальному напряжению
[pic],где (v - амплитуда нормальных напряжений; К( - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; (( - масштабный фактор для нормальных напряжений; ( - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности ( = 0.97(0.9
2 по касательному напряжению
[pic], где (-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; k( - коэффициент концентрации напряжений; (( - масштабный фактор; ( - амплитуда касательных напряжений, МПа; ( - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; (( - коэффициент асимметрии цикла; (m - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.
5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности
[pic]
6. Выбор типа крепления вала на колесе.
Расчёт соединений.
6.1 Выбор материала
В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного
качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие (((см=70(100
МПа, допускаемое напряжение на срез (((ср=0,6*(((см=42 МПа
6.2 Геометрические размеры шпонки
b=5 мм;
h=5 мм; t1=3.0 мм;
t2=2.3 мм; lш=lст2-
(5(10)=28 мм, где lст2 -
длина ступицы, мм lш - длина шпонки, мм
шпонка 5(5(28 ГОСТ 23360-78
6.3 Проверка шпонки на смятие
[pic], где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м
(таблица 2);
dк - диаметр вала под колесо, мм;
h - высота шпонки, мм;
b - ширина шпонки, мм;
lш - длина шпонки, мм
[pic] возьмём с закруглёнными концами lp=28-5=23 мм берём 20 мм
6.4 Проверка шпонки на срез
[pic]
7. Выбор и анализ посадок
1 Выбираем посадки
Примем посадки согласно таблице 4 таблица 4
|Зубчатое колесо на вал |[pic] |
|Распорная втулка на вал |[pic] |
|Торцевые крышки на ПК |[pic] |
|Внутренние кольца ПК на валы |[pic] |
|Наружные кольца ПК в корпусе |[pic] |
|Уплотнения на валы |[pic] |
Выполним анализ посадки Н7/m6
7.2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе
D=25 (Н7) ES=+21 мкм
EI=0 мкм
7.3 Определение предельных отклонений вала
d=25 (m6) es=+21 мкм ei=+8 мкм
7.4 Определение max значения натяга
Nmax=es-EI=21-0=21 мкм
7.5 Определение max значения зазора
Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм
7.6 Определение допусков
7.6.1. на отверстие
ТD=ES=EI=21-0=21 мкм
7.6.2 на вал
Тd=es-ei=21-8=13 мкм
7.7 Определение предельных размеров
Dmax=D+ES=25+0.021=25.021 мм
Dmin=D+EI=15 мм dmax=d+es=25+0.021=25.021 мм dmin=d+ei=25+0.008=25.008 мм
7.8 Построим схему допусков
8. Выбор муфт. Выбор уплотнений.
1 Выбор муфты
Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является
наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами -
резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной
способностью
1 Вращающий момент на валу электродвигателя
[pic]
2 При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4
3 Расчётный вращающий момент
[pic]
8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5) таблица 5
| d, | D, |L, мм | D1, | z | dп, | lп,| lв,|(Мрас(| (,. |
| |мм | |мм | |мм | | |Н*м |рад/с |
|мм | | | | | |мм |мм | | |
| 13 | 90 | 84 | 58 | 4 | 10 | 19 | 15 | 31.4 | 660 |
8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб
[pic]
8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие
[pic]
Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности
2 Выбор уплотнений
Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной
скорости валов.
Ведущий вал
[pic], где ( - угловая скорость ведущего
вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм
Так как (1