Содержание
1. Выборэлектродвигателя и силовой расчет привода
2. Расчет закрытойцилиндрической зубчатой передачи
3. Прочный расчетвалов
4. Предварительныйвыбор подшипников
5. Уточненный расчетвалов на статическую прочность
6. Подборподшипников и их проверка на долговечность
7. Определениеразмеров корпуса редуктора
8. Конструированиезубчатого колеса
9. Определениеразмеров крышек подшипников
10. Расчет шпонок.Проверочный расчет шпонок
11. Выбор смазкизубчатого зацепления и подшипников
Вывод
1. Выборэлектродвигателя и силовой расчет привода
Р2 =4.6 квт, частотавращении ведомого вала п2 =135 об∕мин
Выбор электродвигателя
общий КПД привода:
ήобщ. = ή рп ∙ ή (1)
ή рп — кпд решеннойпередачи
ή-кпд зубчатойпередачи редуктора с учетом потерь в подшипников
Принимаем:
ή рп = 0.95
ή= 0.97
ήобщ. = 0.95 ∙ 0.97 = 0.92
Требуется мощностьэлектродвигателя:
Рэ = р2 ∕ ήобщ. = 4.6 ∕ 0.92 = 5 кВт(2)
Ориентированная частотавращения требуемого электродвигателя nэ принимаем U =4 – передаточное число зубчатой передачи редуктора, Uр.п =3– передаточное число решенной передачи
Общее передаточное числопривода:
Uобщ. = Uр.п ∙ U = 3 ∙ 4 =12 (3)
nэ = n2 ∙Uобщ. = 135 ∙ 12 = 1620 об∕ мин (4)
По полученным значениямРэ и nэ, выбираем электродвигатель.Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения nс =1500 об∕ мин, тип двигателя 4АМ║2МА643, мощностьР= 5,5 кВт синхроннаячастота вращения n= 1445 об∕мин
Киниматический расчет
Уточняем общеепередаточное число привода
Uобщ. = n ∕ n2 ∙ 1445 ∕135 = 10.7 (5)
Производим разбивку U′общ. по ступеням, стандартноезначения передаточного числа решенной передачи
Uр.п = U′общ. ∕ U = 10.7 ∕ 4 = 2.67 (6)
Частота вращения иугловые скорости вала:
вал электродвигателя
n= 1445 об∕ мин
ω = 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)
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 валупривода
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 кмвал 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. Расчетзакрытой цилиндрической зубчатой передачи
Материалы зубчатых колес.
Сталь 45 стермообработкой – улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; />т = 650 Н ∕мн²
диаметре (предполагаемом)D ≤ 80 мм
для колеса твердость 235…262НВ2; />т = 540 Н ∕мн²
при предполагаемой ширинезаготовки колес S ≤ 80 мм
Выбираем среднее значениетвердости:
Твердость шестерни – 280кв1;
Твердость колеса – 250кв2
При этом НВ1 – НВ2 = 280– 250 = 30 ( условие соблюдает)
Допускаемые контактныенапряжения 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 = 573к ∕мм² (13)
Для надежности прирасчете прямозубых цилиндрических передач за величину [/>п] принимают меньшее значение из допускаемых [/>п]1 и [/>п]2
Принимаем [/>п] = [/>п2] = 518 к ∕мм²
Допускаемые напряженияизгиба 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 ∕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, нагрузкапостоянная).
Мешаевы расстояниепередачи
/> /> /> />/>
по стандарту принимаем аn=160мм.
Ширина зубчатого венцаколеса: в2=ψa·am=0,4·160=64 мм
Шестерни: в1≈1,12·в2=1,12·64=71,7мм
Принимаем стандартноезначение 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 стандартноезначение 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 передаточноечисло:
Иф = />2//>1 = 128/32 = 4
— что соответствуетзаданному (номинальному значению)
Основные геометрическиеразмеры передачи:
Делительные диаметры
d1 = m ·/>1 = 2 ·32 = 64 (19)
d2= m ·/>2 = 2·128 = 256
уточняем межосейноерасстояние:
an = (d1 + d2)/2= (64+256)/2 = 160мм (20)
Диаметр окружностейверхних зубьев шестерни и колеса:
da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52
da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196
Пригодность заготовкишестерни Д и ширина S:
Д = da1 + 6мм = 52+6=58мм
Д=58мм
S=b2+4мм=63+4=67
Условие пригодноезаготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристиким.б. получены при термообработке.
Выбранная сталь 45 нетребует применений.
Окружная скорость зубчатыхколес и степень тонкости
υ = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 ·10³ · 63/60 = 1.6 м/с (21)
Для уменьшения динамическойнагрузки 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 коэффициентдинамической нагрузки Knυ=1.2 (по таблице)
Рассчитываем контактноенапряжение.
/>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, токонтактная прочность зубьев обеспечивается
Коэффициент формы зуба Јf :
для шестерни: />1 = 32; Јf1=3,78
для колеса: />2 =128; Јf2=3,6
сравнительнаяхарактеристика 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 колесаоказалась менее прочности зубьев шестерни.
[/>n]1/ Ј f1n]1/Ј f2
— поэтому проверенныйрасчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.
Принимаем коэффициенты: КFв=1 К Fυ=1,4
Расчетное напряжениеизгиба 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 изгибобеспечивается.
3. Прочныйрасчет валов
Выбор материалов валов.
Для ведущего и ведомоговала 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 диаметрвыходного конца вала по формуле
dк=/>(26)
где диаметр dn диаметр пальцевого участка вала.
М1 (ИМ)- вращающий моментна ведущем валу редуктора.
[τк] 20…25н/мм², допускаемое касательное напряжения .
dк = />=25,6 мм
по стандарту принимаем dk = 26 мм
где dy — диаметр участкавала под уплотнением.
dy=26+4=30мм
dn=30+5=35мм
dw=35+5=40мм
Ведомый вал.
Выбираем конструкциювала.
/>
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. Предварительныйвыбор подшипников
Предварительный выборведущего вала.
dn = 35 мм легкой серии №207
Д=72 мм
В1=17 мм
Предварительный выборведомого вала
dn = 50 мм легкой серии №210
Д=90 мм
В1=20мм
5. Уточненныйрасчет валов на статическую прочность
Ведущий вал.
Чертим расчетную схемувала.
Определяем расстояниемежду опорами и силами зацепления
l1 = l1′= x+y+b1/2+ b1/2 м(1) [3]
где х =10мм расстояние отстенки 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 ввертикальной плоскости
R ay = R ву =Fr1/ 2= 914/ 2 = 457 Н (27)
Fn1 – рациональная нагрузка на материи R
/>
Определяем реакцию опор вгоризонтальной плоскости.
R ах = Rвх= Ft /2=2539.1/2= 1269.6 Н
Определим изгиб момента ввертикальной 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 крутящиймомент.
Мк = М1 = 83,7 и.м
Определяем суммарныйизгибающий момент в сечении.
Мкс = />=/>=/>=/>=99,85 Hм (28)
Определим эквивалентныймомент в сечении.
Мэ = /> = /> =/>= 130,2 Hм
Определим диаметр вала вопасном сечении.
dm =/>=/>=/>=29,6 мм (29)
Находим диаметры остальныхучастков 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. Подборподшипников и их проверка на долговечность
Ведущий вал.
суммарная радиальнаяопора реакции:
Rra = Rrв = /> = />= 1349,35 Кn (31)
Выбор типа подшипника.
Для опор валовцилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядныешарикоподшипники.
Проверяем возможностьустановки подшипника средней серии № 305
d = 25мм
Д = 62мм
В = 17 мм
Сr = 22.5
Выбор коэффициентов всоответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:
V = 1; Кб= 1.4; Кт = 1; а1 = 1; а23= 0,7.
Определяем эквивалентнуюдинамическую нагрузку.
Rэ∆ = Rэв = Rэ = V · R ra · Кб · Кт = 1 · 1349,35 · 1.4 · 1 = 1889.09 н = 1.89Кн
Базовая долговечностьподшипника.
L10 = a1 · а23 · ( Cr/ Rэ) = 1 · 0,7(22.5: 1.89)³ = 1179.61 г(32)
Базовая долговечностьподшипника.
L10h=10³·L10/60r1=10·179.61/60·541.2=36326.99 ч>[L10h ]=10000ч-
долговечность обеспечена
Ведомый вал.
Суммарная радиальнаяопорная реакция: Rra = 1349.35 h
выбор типа подшипника дляопор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальныеоднорядные шарикоподшипники.
Проверяем возможностьустановки подшипника легкой серии № 208
d = 40 мм В = 18 мм
Д = 80 мм C = 32
6.2.3. Выборкоэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников, принимаемкоэффициенты:
V = 1; Кб = 1.4; Кт = 1; а1 = 1; а23= 0,7.
Определяем эквивалентнуюдинамическую нагрузку:
Rэа = Rэв = Rэ = V·Rra·Кб·Кт = 1· 1349.35 ·1.4 ·1 = 1889.09 n = 1.89 Kn (34)
Базовая долговечностьподшипника.
L10 =1· 0.7 · (32/1.89)³ = 0.7 ·4826.81 = 3378.77(ч)
Базовая долговечностьподшипника
L10h= 10³ · 3378.77/ 60·135= 41713.09(ч ) -долговечность обеспечена
7. Определениеразмеров корпуса редуктора
Толщина степени основаниякорпуса
Sкп=/>≥6 (35)
Sкр=/>=4,78 мм
Принимаем Sкорп = 6мм
Толщина степени основаниякорпуса.
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 восновании:
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 фундаментальногоболта
dб = />≥ 1,2 (41)
dб = />= 8.65мм
принимаем dф = 12 мм
Толщина лампыфундаментального 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 торцомшестерни (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 зубьямиколеса в радиальном направлении и торцом фланга, днищем основания:
Δ2 = 1.2 · Sкорп = 1.2 · 6 = 7.2 мм
8. Конструированиезубчатого колеса
Выбираем конструкциюколеса.
/>
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 иуклон:
R = 6 J >7°
9. Определениеразмеров крышек подшипников
Выбираем конструкциюкрышек подшипников.
Принимаем крышкиврезанные 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. Расчетшпонок. Проверочный расчет шпонок
Ведущий вал.
Для диаметра вала d = 20мм принимаем размеры сеченияшпонки:
в = 6мм t2 = 2.8 мм
h= 6 мм lст = 36 мм t1 = 3.5мм
Расчет длины шпонки ирабочей длины:
lш = (5…10) lст
lш =36 -8 = 28 мм
lр = lш -в = 28 – 6 = 22 мм (50)
Расчетное напряжениесмятия:
/> см = 2М1/D ( h – t1)lр=
/>см = 2· 83.7 ·10³/20(6– 3.5 )· 22= 152.18 и/мм
Прочность на смятиеобеспечивается.
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 ирабочей длины:
lш = 42 – 8 = 34мм
lр = 34 – 10 = 24 мм
10.2.3. Расчет напряжениясмятия:
/>см = 2М2/D ( h – t1)lр =
/> см = 2· 83.7 ·10³/32(8 – 5 )· 24= 72.66и/мм
Прочность на смятиеобеспечена.
11. Выборсмазки зубчатого зацепления и подшипников
Смазывание зубчатогозацепления.
Для редукторов общегоназначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочнымспособом ( окупанием).
Этот способ применяют длязубчатых передач при окруженных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.
Выбор сорта масла зависитот назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скоростиυ. Gn = 422.0 н/мм², υ = 1.6 м/с
В соответствии сполученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 Гост 17479 4-87
Смазывание подшипников.
При окруженных скоростях υ
Полость подшипника,смазывается пластичным материалом и должна быть закрыта с внутренней стороныподшипникового узла внутренним уплотнением.
Размер внутренней полостикорпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороныподшипника примерно ¼ его ширины.
Смазочный материалнабивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на нескольколет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.
Выбираем для смазкиподшипниковый солидол жировой Гост 1033 – 79.
Вывод
В курсовом проекте былвыполнен проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого изубчатого колеса.