Реферат: Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Реферат: Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Техническое задание

Назначение и сравнительная характеристика привода

Приложения

Оглавление

Исходные данные:

Т = 18 Н*м

схема 1

Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.

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

Недостатки зубчатых передач

Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.

N=N*w (Вт) Т=Твых=Т3

N=56*18=1008 Bт

h =h р*h оп*пк р-редуктора

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

пк-подшипников качения

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

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

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

u = 2¸ 3

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.

Проверка: Nдв=Тдв*w дв

Nдв=4,73*313,6=1483 Вт

Двигатель 4А80А2У3

Проверка Nдв=Тдв*w дв

Nдв=4.19*56=1500 Вт

В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений

n1 = nc = 3000 об/мин

Данные расчётов сведём в таблицу:

таблица 2

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

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

Z1=22

Z2=uр*Z1=2,8*22=62 [ 1]

Определяем геометрические параметры зубчатой передачи

[ 1]

шестерни

колеса

[ 1]

, где b - длина зуба

d=m*Z [ 1] d1=1.3*22=28.6 мм

d2=1.3*62=80.6 мм

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

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.

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

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

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

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

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.

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему

Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивления d b=500 Мпа

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

[ 1]

[ 1]

,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

,

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.

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

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

, 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

Примем посадки согласно таблице 4

таблица 4

Выполним анализ посадки Н7/m6

D=25 (Н7) ES=+21 мкм

EI=0 мкм

d=25 (m6) es=+21 мкм

ei=+8 мкм

Nmax=es-EI=21-0=21 мкм

Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм

7.6.1. на отверстие

ТD=ES=EI=21-0=21 мкм

7.6.2 на вал

Тd=es-ei=21-8=13 мкм

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

Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью

8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5)

таблица 5

8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб

8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие

Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности

Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов.

Ведущий вал

, где w - угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм

Так как u 1<2 м/с, то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308-71, со следующими параметрами

Ведомый вал

, где w - угловая скорость ведомого вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм

u 2<2 м/с, принимаем войлочное уплотнение со следующими параметрами:

Окружная скорость u = 5 м/с. Так как u <10 м/с, то примем картерную смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба.

Определим объём масляной ванны

V=(0.5¸ 0.8)*Nн , где Nн - номинальная мощность двигателя, Вт

V=(0.5¸ 0.8)*1.5=0.75¸ 1.2 л

При средней скорости u = 5 м/с, вязкость должна быть 28*10-6 м /с

Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75

Критерием выбора смазки является k (млн.об./мин.)

k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;

n - частота вращения вала, об/мин

k1 = dп1*n1 = = млн.об./мин.

K2 = dп2*n2 = = млн.об./мин

Полученные значения k не превышают 300000 млн.об./мин., поэтому применяем пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые камеры при монтаже.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

в ведомый вал закладывают шпонку 5´ 5´ 28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.