Расчет конического редуктора

Расчет конического редуктора

Содержание

Введение

. Энергетический и кинематический расчёты привода

.2 Выбор электродвигателя

.3 Определения общего придаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам

.4 Определение силовых и кинематических параметров двигателя

2. Расчёт конической передачи редуктора

.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

.2 Определение допустимых контактных напряжений при расчёте на выносливость

.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

2.4 Проектированный расчёт на контактную выносливость

.5 Проверочный расчёт на выносливость по контактным напряжениям

.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

2.11 Параметры зацепления прямозубой конической передачи

. Расчёт открытой клиноременной передачи

. Предварительный расчет шкивов

5. Предварительный расчет валов. Выбор муфты

5.1 Выбор муфты

6. Конструктивные моменты зубчатых колес, корпуса и крышки

7. Компоновка редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка точности шпоночных соединений

10. Проверочный расчет тихоходного вала

11. Назначение посадок основных деталей редуктора

. Смазка редуктора

Литература

Введение

Современные машины обеспечивают многократное повышение производительности труда человека. В настоящее время машины - двигатели (турбины) и машины преобразователи энергии (электрические генераторы) строят мощностью до 1200000 кВт. Между тем, сам человек может длительно развивать мощность не более 0,1 кВт. Энергетическая оснащенность труда человека непрерывно повышается.

Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что в настоящее время трудно найти такой предмет или продукт потребления, который был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин.

Машины состоят из деталей. Детали машин - это составные части машин, каждая из которой изготовлена без применения сборочных операций. Выполнение машины из деталей в первую очередь связано с необходимостью определенных относительных движений ее частей. Большинство типов деталей является общим для всех машин. Лишь немногие детали могут считаться специфическими для машин различного значения.

Для разработки отдельных деталей машин требуются квалифицированные кадры. Данная курсовая работа учит самостоятельно пользоваться различного рода справочниками и помогает закрепить знания, полученные в смежных областях, таких как "Теоретическая механика", "Сопротивление материалов"

. Энергетический и кинематический расчёты привода

Определяем общий коэффициент полезного действия привода ([1], ф.1.2, с. 4)

h_общ = h_к.п×h_ред×h_о.ц.п×h_п.п=0,94× 0,96×0,99× 0,99³ = 0,884

Принимаем ([1], табл. 1, с. 50)

0.94 - КПД открытой цилиндрической передачи

0.96 - КПД конического редуктора

0.99 - КПД открытой клиноременной передачи

0.99 - КПД пары подшипников качения

Определение расчётной мощности электродвигателя([1], ф 1.1, с. 4).

.2 Выбор электродвигателя

Определение частоту вращения электродвигателя:

_эд = n(1- S)

n_эд= 750(1-0,068)=695^об/_мин

Учитывая рекомендации ([1], с. 5...7) и диапазон передаточных чисел редуктора ([1], с. 8,9) выбираем по таблице 2 ([1], с. 50, 51) электродвигатель, технические данные которого сводим в таблицу.

Таблица 1 - Технические данные электродвигателя

1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам

Оставляя передаточное число редуктора U_кп =3 уточним передаточное число цилиндрической передачи:

Наше значение лежит в рекомендуемых пределах

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

-частота вращения валов привода, об/мин([1], ф. 1.14, с. 7):

-мощность, передаваемая на валы, кВт([1], ф.1.15, с. 7):

Для быстроходного вала:

Для тихоходного вала:

Для приводного вала:

-крутящие моменты, предаваемые на валы, Н мм([1], ф. 1.16, с. 10):

Результаты вычислений сводим в таблицу:

Таблица 2 - Характеристики валов

2. Расчёт конической передачи редуктора

2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Чтобы получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем ([1], табл. 4, с. 53): для шестерни сталь 45 и для колеса сталь 50. По таблице 5 ([1], с. 53) назначаем термическую обработку шестерни - улучшение, для колеса - нормализацию. Другие технические характеристики назначаем согласно таблице 6 ([1], с. 53) и сводим ее в таблицу 3.

Таблица 3

Учитывая рекомендации 2.1 ([1], с. 10-11), назначаем твердость:

для колеса 2 H_HB= 280 s_Т2 = 190

для шестерни 1 H_HB=210s_Т2 = 220.

2.2 Определение допустимых контактных напряжений при расчете на выносливость

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса.

МПа

МПа

коэффициент безопасности нормализованных колёс.

Для постоянного режима работы привода эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни:

_нв1=N_нв2∙U=46,0∙10⁶∙3=138∙10⁶

Рассчитаем число часов работы передачи на расчётный срок службы привода([1], ф. 3.7, с. 9).

С= 1-число колёс, находящихся одновременно в зацеплении с шестерней.

t=365К_год∙Т_лет∙24К_сут=365∙0,6∙5∙24∙0,8=21024

Здесь: T= 5лет - срок службы привода

Эквивалентное число циклов колеса :

базовое число циклов

_но=30H_нв; N_но1=30∙220^2,4=12,56∙10⁶; N_неч=30∙190^2,4=8,83∙10⁶

Т.к.  и , то коэффициент долговечности принимаем

Рассчитаем допустимые контактные напряжения при расчёте на

σ_нр=0,9∙σ_Нlim/1,1∙K_HL

σ_нр1=0,9∙510/1,1=417,27

σ_нр2=0,9∙450/1,1=368,18

За расчётное принимаем напряжение σ_нр=368,2МПа

.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельно допускаемое напряжение для шестерни и колеса при нормализации и улучшении равны([1], ф. 3,15, с. 15):

σ_НPmax1=2,8∙σ _Т1=2,8∙440=1232МПа

σ_НPmax2=2,8∙σ _Т2=2,8∙295=826МПа

Где  - пределы текучести

2.4 Проектированный расчёт на контактную выносливость

Параметр y_bd выбираем в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения колеса относительно опор ([1],табл. 11, с. 59)

Средний диаметр шестерни([1],ф. 4.1, с. 21):

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

U= 2,1 передаточное число конической передачи

Окружная скорость шестерни([1], ф. 1.4, с. 21):

Что меньше 2,5 м/с ([1], 5.2, с. 38).

Следовательно, передача прямозубая.

Рабочая ширина зубчатого венца шестерни и колеса ([1], ф. 5.2, с. 38):

По ГОСТ 6636-99([1], табл. 12, с. 59) принимаем=40мм

Определяем углы делительных конусов с использованием таблиц:

По формуле 5.3 ([1], с. 38):

По формуле 5.4 ([1], с. 38):

Внешний диаметр вершин зубьев шестерни ([1], 5.5, с. 38):

Внешнее конусное расстояние

мм

По формуле 5.7 ([1], с. 39):

что меньше 0,3 - параметр y_bd выбран верно.

Внешний окружной модуль([1], 5.8, с. 39):

По ГОСТ 6636-69 ([1], табл. 6, с. 38) принимаем

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формуле:

Принимаем =23

Рассчитываем передаточное число ([1], ф. 4.8, с. 22):

Внешние диаметры шестерни и колеса

Средний диаметр шестерни и колеса

мм

мм

Условное межосевое расстояние ([1], 5.13, с. 39):

2.5 Проверочный расчёт на выносливость по контактным напряжениям

Окружная скорость шестерни

По ГОСТ 1643-72 ([1], табл.17, с.62) назначаем 9 степень точности.

По табл. 16 ([1], с. 62) коэффициент, учитывающий разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

По табл.15 ([1], с. 61) коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи

Находим удельную окружную динамическую силу в зоне наибольшей концентрации([1], ф. 4.22, с. 25)

Где =1;

окружная сила,

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении([1], ф. 4.23, с. 26)

Тогда удельная расчётная окружная сила ([1], с. 25):

Определяем коэффициент торцового перекрытия([1], ф. 1.19, с. 25):

По рекомендациям для стальных колёс

 т.к. β=0º;

Определяем рабочее контактное напряжение([1], ф. 4.13, с. 23).

где z_н- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ([1], с. 24) =1.77_м - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных поверхностей ([1], с. 14) z_m = 275.

Перенапряжение в норме.

2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Рассчитаем расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой([1], ф. 4.25 ,с. 26).

Где =2(табл. 3) <=966МПа - условие прочности выполняется.

.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

Рассчитаем по формуле

- предел выносл. зубьев при изгибе

коэффициент, учитывающий влияние односторонней нагрузки

коэффициент безопасности, где =1.75 коэффициент учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность зубчатой передачи

Определяем контактные напряжения изгиба шестерни и колеса (подставляем в исходную формулу)

2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни и колеса ([1], табл. 10,с. 58)

.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

- модуль зацепления, (5мм)

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса

По графику на рис.7 ([1], с. 28) коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни и колеса

_F1=3.78 ; Y_F2=3.6

Т.к.  > ,

то расчёт ведем по колесу

Вычисляем удельную окружную силу

Вычисляем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Удельная расчётная окружная сила

Подставляем в исходное уравнение, получим:

Т.к. s_f2 < s_fr, то условие прочности выполняется.

.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

По формуле максимальное напряжение, возникающее при перегрузке([1], ф. 4.31, с.17)

2.11 Параметры зацепления прямозубой конической передачи

Внешнее конусное расстояние([3], табл. 3.3):

- число зубьев плоского колеса

Среднее конусное расстояние ([3], табл. 3.3):

Внутренний окружной модуль ([3], табл. 3.3):

Начальная высота зуба ([4], табл. 45, с. 300):

.

Наибольшая высота ножки зуба ([4], табл. 45, с. 300):

.

Наибольшая высота головки зуба ([4], табл. 45, с. 300):

Угол наклона зуба ([4], табл. 45, с. 300):

Угол конуса вершин ([4], табл. 45, с. 300):

Внешний диаметр вершин ([4], табл. 45, с. 300):

Параметры сводим в табл. 4

Табл.4

3. Расчёт открытой клиноременной передачи

Таблица 5

Согласно исходным данным, т.е мощность и частота вращения, по монограмме 1 выбираем тип сечения "В". По выбранному сечению ремня, согласно таблицы, предварительно выбираем минимальный диаметр ведущего шкифа d₁=125 мм. По выбранному сечению ремня выписываем геометрические размеры.

Таблица 6

Т₁=116 мм: Диаметр d₂ ведомого шкива по формуле 2

пробуем d₂=315 мм

Определяем отклонение фактического передаточного числа:

(4)

2,85%<[3%]

Окончательно принимаем d₁=125 мм, d₂=315 мм

Минимальное значение межосевого расстояния:

A_min=0,7(d₁+d₂)

A_min =0,7(125+315)=308 мм

Максимальное значение межосевого расстояния:

_max=2(d₁+d₂) (7)

A_max =2(125+315)=880 мм

Принимаем среднее значение:

Расчетная длина ремня без учета припуска на соединение концов:

Принимаем стандартную длину L_p=1900 мм

Определяем по формуле значение "а" :

 (10)

мм

привод конический редуктор электродвигатель

Принимаем а=600мм

Для того, чтобы обеспечить надевание ремня на шкив, необходимо обеспечить возможность его уменьшения на:

мм

Для увеличения натяжения ремня необходимо предусмотреть возможность его увеличения на:

мм

Угол обхвата меньшего шкива:

Скорость ремня рассчитываем по формуле:

(12)

м/c

Число пробегов ремня по формуле:

 (14)

Где [v]=40c^-1

По таблице 5 находим величину окружного усилия: P_o=1,5 кВт

Коэффициент угла обхвата  по таблице 9 : =0,96

Коэффициент С_b, учитывающий расчетную длину и тип сечения ремня по таблице 10: C_b=0,96

Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи C_k. Ориентировочно принимаем согласно таблице 11 при К=4 : C_k= 0,78

Согласно заданию режим легкий. Принимаем число работы ремней равным 2

Коэффициент режима работы по таблице 12: C_p= 1,1

Количество клиновых ремней определяется по формуле:

Принимаем . Сила предварительного натяжения одного клинового ремня определяется по формуле (, с. 91)

Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней определяется по формуле (, с. 91)

Сила натяжения ведущей  и ведомой  ветвей одного клинового ремня (, с. 91)

Напряжение от растяжения ремня рассчитывается по формуле :

Напряжение от изгиба рассчитывается по формуле :

где =100 МПа (, с. 81) - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней

- напряжения от центробежных сил, МПа

где = 1150 кг/м³ - плотность материала ремня (, с. 81)

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, рассчитывается по формуле :

Рабочий ресурс ремней рассчитывается по формуле :

. Конструктивный расчет шкивов

Толщина стенки обода и шаг канавок выбираем в зависимости от типа сечения ремня по табл.7:

Ширина шкивов:

5. Предварительный расчет валов. Выбор муфты

Расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

Ведущий вал 1. Диаметр выходного конца вала

- диаметр вала под манжетой

- диаметр вала под круглой гайкой

- диаметр вала под подшипником

Ведомый вал 2:

Выходной конец вала

5.1 Выбор муфты

МУВП-250. Рассчитаем крутящие моменты:

- условие прочности выполняется

- коэфициент динамичности

6. Конструктивные моменты зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора

Шестерня:

ступицу не выделяем. Длина посадочного участка

Колесо:

коническое зубчатое колесо кованое:

Диаметр ступица:

Длинна ступицы:

Толщина обода:

Толщина диска:

Толщина стенок корпуса и крышки:

Толщина фланцев корпуса и крышки:

Нижнего пояса корпуса:

Диаметры болтов:

Фундаментных:

Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

Болтов соединяющих крышку с корпусом:

7. Компоновка редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Камеры подшипников отдаляем от внутренней полости корпуса удерживающими кольцами. Намечаем для валов ролиподшипники однородные легкой серии

Таблица 8

Определяем точки приложения реакций:

Для подшипника 7307:

Для подшипника 7208:

Определяем расстояние между подшипниками ведущего вала:

Где f=55 мм- расстояние от среднего диаметра шестерни до центра приложения реакции ближайшего подшипника

Принимаем: с=107мм

8. Проверка долговечности подшипников

Силы действующие в зацеплении

Окружная сила:

F_b=153н

Проверка:

Проверка:

Изгибающие моменты:

Суммарные реакции:

Осевые составляющие реакции(9.9):

По таблице 9.21

Рассчитаем подшипник 1:

учитывая осевую силу

Эквивалентная нагрузка

где x=0,4, y=1,38(табл.9.18, пр.П7)

Осевую силу не учитываем.

т.к. , то расчет ведем по подшипнику 2.

Рассчитаем долговечность в максимальных оборотах.

Расчетная долговечность в часах:

.

Ведомый вал. Нагрузка осей неуравновешенности муфты:

Проверка:

Рис 2. Схема нагружения ведомого вала

Изгибающие моменты:

Проверка:

Изгибающие моменты:

Строим эпюру изгибающих и крутящихся моментов.

Суммарные реакции:

Осевые составляющие реакций:

,

осевую силу не учитываем

Так как , то расчет ведем по четвертому подшипнику.

. Проверка точности шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная

Напряжение сжатия и условие прочности.

Воздушный вал:

Ведомый вал:

Материал вала - сталь 45, нормализованная.

Рассмотрим сечение в точке А:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение в точке 3, d=55мм

Концентрация напряжений, вызванная насадкой подшипника, с гарантируемым натягом:

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

. Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадка зубчатых колес, шкива и муфты по  по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6. Отклонение четвертей в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 10.13.

. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления и подшипников ведомого вала производится окунанием зубчатого колеса в масляную ванну и последующем его переносе на шестерню и вал, по которому масло стекает в подшипниковую камеру.

При  по таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла .

По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное Н-30А по ГОСТ 20799-75

Подшипники ведущего вала смазываем пластичным смазочным материалом ЦНАТНМ-201 по ГОСТ 32785-89, заполнив подшипниковую камеру на ¾ её объёма.

Литература

1.       Тростин В.И. Методические указания по курсовому проектированию по разделу "Методика расчета параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических передач с нормализованными и улучшенными колесами "курса Детали машин" для студентов. Гомель, Ротапринт,1988

2.      Шейнблинт Курсовое проектирование деталей машин. Мн. "Вышэйшая школа"1988.

.        А.С. Чернавский и др. курсовое проектирование деталей машин. М., машиностроение 1979г

.        Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Проектирование деталей машин Минск УП "Технопринт" 2001

.        Д.С. Левятов Расчеты и конструирование деталей машин М. "Высшая школа" 1979

.        Дмитриев В. А. Детали машин (основы расчета и конструирования) Л.: Судостроение, 1970.-792 с.

7.       Детали машин в примерах и задачах / Под ред. С.Н. Ничипорчика. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981.