Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Оглавление

Техническое задание

Назначение и сравнительная характеристика привода

Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи Разработка эскизной компоновки редуктора Проверка долговечности подшипников Уточнённый расчёт валов Выбор типа крепления вала на колесе Выбор и анализ посадок Выбор муфт. Выбор уплотнений Выбор смазки редуктора и подшипников Сборка редуктора Список использованной литературы

Приложения

Оглавление

Техническое задание

Исходные данные:

Т = 18 Н*м

w = 56 рад/с

d = 0.55 м

схема 1

Электродвигатель Упругая муфта Редуктор с прямозубой конической передачей Открытая коническая передача 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

Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2¸ 4, косозубой цилиндрической U=4¸ 6, для конической U=2¸ 3) Высокая нагрузочная способность Высокий КПД (0.96¸ 0.99) Малые габариты Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры

Недостатки зубчатых передач

Невозможность без ступенчатого изменения скорости. Высокие требования к точности изготовления и монтажа. Шум при больших скоростях. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок. Громоздкость при больших межосевых расстояниях. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев. 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*w (Вт) Т=Твых=Т3

N=56*18=1008 Bт

1.2 Определяем КПД

h =h р*h оп*пк р-редуктора

h =0,97*0,96*0,9=0,679 оп-открытой передачи

пк-подшипников качения

1.3 Определяем мощность двигателя

1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия

Nн ³ 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

, где nдв - синхронная частота вращения, Об/мин;

nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин

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

, где U - передаточное отношение двигателя

Uоп - передаточное отношение открытой

передачи

Uр - передаточное отношение редуктора

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.

1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

Проверка: Nдв=Тдв*w дв

Nдв=4,73*313,6=1483 Вт

Двигатель 4А80А2У3

1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, w 3 с учётом выбранного двигателя

Проверка Nдв=Тдв*w 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

Данные расчётов сведём в таблицу:

таблица 2

	Тi, Н*м	w 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 [ s 0] =122 МПа, допускаемое контактное напряжение [ s ] =550 МПа

2.2 Определяем внешний делительный диаметр

коэффициент КНb =1,2

коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному

расстоянию Y ВRE=0,285

[ 1] ,

где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);

de2 - внешний делительный диаметр, мм;

[ s ] 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

[ 1]

2.6 Угол делительного конуса для

шестерни

колеса

2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса

2.8 Определяем внешнее конусное расстояние

[ 1]

2.9 Определяем среднее конусное расстояние

, где b - длина зуба

2.10 Определяем средний окружной модуль

2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса

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

шестерни

, где Т - крутящий

момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр

радиальное , где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20°

Проверка

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

[ 1]

средняя окружная скорость колеса

[ 1]

степень точности n=7

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок

[ 1] , где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс

[ 1]

Проверку контактных напряжений выполним по формуле:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

[ 1] , где

коэффициент нагрузок

, где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;

КFV - коэффициент динамичности

Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6

Для шестерни отношение

для колеса

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса

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 [ t к] =25 МПа

[ 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 [ t к] =25 МПа

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

d 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

d = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем d = 5 мм

d 1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем d 1 = 5 мм

толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5*d =1,5*5=7,5 мм

b1=1,5*d 1=1,5*5=7,5 мм

нижнего пояса крышки

р=2,35*d =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 d 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 обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	C кН	Co кН
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

рис. 3 Расчётная схема

ведущего вала.

Проверка:

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

Определение эквивалентных нагрузок

[ 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

, где Нi, Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

[ 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

X=0.4 Y=1.97

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

, где n = 1500 частота вращения ведущего вала.

Расчёт ведомого вала

Определение реакций опор в вертикальной плоскости

рис. 4 Расчётная схема

ведомого вала.

Проверка:

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.

Проверка:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

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.

, по этому осевую нагрузку следует учитывать.

Эквивалентная нагрузка

Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН

Расчётная долговечность, млн. об.

[ 1]

Расчётная долговечность, ч

здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала

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 d 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

5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения

[ 1]

5.5 Амплитуда нормальных напряжений

[ 1]

5.6 Определение полярного момента сопротивления

5.7 Определение амплитуды касательного напряжения

5.9 Определение коэффициентов запасов прочности по нормальному напряжению

,где s v - амплитуда нормальных напряжений; Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; e s - масштабный фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности b = 0.97¸ 0.9

по касательному напряжению

,

где t -1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; kt - коэффициент концентрации напряжений; e t - масштабный фактор; t - амплитуда касательных напряжений, МПа; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; Y t - коэффициент асимметрии цикла; t m - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.

5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности

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 [ s ] см=70¸ 100 МПа, допускаемое напряжение на срез [ t ] ср=0,6*[ s ] 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

, 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

возьмём с закруглёнными концами

lp=28-5=23 мм берём 20 мм

6.4 Проверка шпонки на срез

7. Выбор и анализ посадок 7.1.Выбираем посадки

Примем посадки согласно таблице 4

таблица 4

Распорная втулка на вал
Торцевые крышки на ПК
Внутренние кольца ПК на валы
Наружные кольца ПК в корпусе
Уплотнения на валы

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