Содержание
Выбор электродвигателя и силовой расчет привода
Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Прочный расчет валов
Предварительный выбор подшипников
Уточненный расчет валов на статическую прочность
Подбор подшипников и их проверка на долговечность
Определение размеров корпуса редуктора
Конструирование зубчатого колеса
Определение размеров крышек подшипников
Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок
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 рп∙ή (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. = n ∕ n2 ∙ 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 = 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 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
33Км
ведущей
541.2 об∕ мин
56.74рад ∕с
83.7Км
ведомый
135 об∕ мин
14.2рад ∕с
325Км
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:--PAGE_BREAK--
[/>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, 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 = 2aω /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
S=b2+4мм=63+4=67
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 = 914H (23)
Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knυ=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 570н/мм²
Т.к. расчетное Gn=412 н/мм²находится 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 f1n]1/Ј f2
— поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса. продолжение
--PAGE_BREAK--
Принимаем коэффициенты: К Fв=1 К Fυ=1,4
Расчетное напряжение изгиба в основании ношии зубьев колеса:
/>f2= Ј f2 · Pt/В2мkpв 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 dnдиаметр пальцевого участка вала.
М1 (ИМ)- вращающий момент на ведущем валу редуктора.
[τк] 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.
Rах = 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 = — Rау · 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 продолжение
--PAGE_BREAK--
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· Rra· 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.
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
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.
Принимаем крышки врезанные 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. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок
Ведущий вал.
Для диаметра вала d = 20мм принимаем размеры сечения шпонки:
в = 6мм t2 = 2.8 мм
h= 6 мм lст = 36 мм t1 = 3.5мм
Расчет длины шпонки и рабочей длины:
lш = (5…10) lст
lш =36 -8 = 28 мм
lр = lш -в = 28 – 6 = 22 мм (50)
Расчетное напряжение смятия:
/>см = 2М1/D( h– t1)lр=
/>см = 2· 83.7 ·10³/20(6 – 3.5 )· 22= 152.18 и/мм
Прочность на смятие обеспечивается.
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 и рабочей длины:
lш = 42 – 8 = 34мм
lр = 34 – 10 = 24 мм
10.2.3. Расчет напряжения смятия:
/>см = 2М2/D( h– t1)lр =
/>см = 2· 83.7 ·10³ /32(8 – 5 )· 24= 72.66и/мм
Прочность на смятие обеспечена.
11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников
Смазывание зубчатого зацепления.
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочным способом ( окупанием).
Этот способ применяют для зубчатых передач при окруженных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.
Выбор сорта масла зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скорости υ. Gn = 422.0 н/мм², υ = 1.6 м/с
В соответствии с полученными 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 стороны подшипникового узла внутренним уплотнением.
Размер внутренней полости корпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ¼ его ширины.
Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.
Выбираем для смазки подшипниковый солидол жировой Гост 1033 – 79.
Вывод
В курсовом проекте был выполнен проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса.