gordiplom.ru

Рефераты, дипломные работы и прочие учебные работы.

Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения

Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения

Определение допускаемых напряжений………………………………………………………………....стр(6 – 9) 4. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи………стр(10 – 14) 5. Проектный расчет валов редуктора…………………………..стр(15 – 19) 6.Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов…………………………………………………...стр(20 – 24) 7. Проверочный расчет подшипников…………………………..стр(25 – 27) 8. Конструктивная компоновка привода………………………..стр(28 – 30) 9. Смазывание…………………………………………………………...стр 31 10. Проверочный расчет шпонок………………………………………стр 32 11. Технический уровень редуктора…………………………………...стр 33 12. Список литературы…………………………………………………стр 34 1. Введение Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения, поэтому число разновидностей их велико.

Редукторы применяют также и в других отраслях промышленности.

Редукторы определяются составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному валу и положением осей валов в пространстве.

Типоразмер редуктора определяется типом и главным параметром тихоходной ступени.

Исполнение редуктора определяется передаточным числом, вариантом сборки и формой концевых участков вала.

Основная энергетическая характеристика редуктора – номинальный вращающий момент Т на его тихоходном валу при постоянной нагрузке.

Цилиндрические редукторы благодаря широкому диапазону передаваемых мощностей, долговечности, простоте изготовления и обслуживания получили широкое распространение в машиностроении. 2. Выбор электродвигателя.

Кинематический расчет привода. 2.1 Определяем общий КПД привода: общ = рп * пк² * зп где рп – коэффициент полезного действия клиноременной передачи; рп = 0,95…0,97 (табл. 2.2, стр.41 [1]); принимаем рп = 0,97; зп – коэффициент полезного действия закрытой зубчатой цилиндрической шевронной передачи; зп = 0,96…0,97(табл. 2.2, стр.40 [1]); принимаем зп = 0,96; пк – коэффициент полезного действия подшипников качения; пк = 0,98…0,995 (табл. 3, стр.41 [1]); принимаем пк = 0,98; общ = 0,97*0,96*0,98² = 0,894 2.2 Определяем требуемую мощность рабочей машины. Р рм = Р 3 = 1,8 квт 2.3 Определяем требуемую мощность двигателя Р дв ., квт: Р дв = Р рм / общ = 1,8 / 0,894 = 2,013 квт 2.4 Определяем номинальную мощность двигателя Р ном ., квт: Р ном Р дв Из таблицы 2.1 стр. 39 [1] выбираем тип двигателя 1. 4АМ80В2У3 (п = 2850 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; 2. 4АМ90 L 4У3 (п = 1425 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; 3. 4АМ100 L 6У3 (п = 950 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; 4. 4АМ112МА8У3 (п = 700 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; Т.к. двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

Следовательно в данной ситуации подходит трехфазный асинхронный двигатель серии 4А типа 90 L : 4АМ90 L 4У3 Характеристики двигателя следующие: Р ном = 2,2 квт; п ном = 1425 об/мин. (табл. к9, стр. 384 [1]) 2.5 Определяем передаточные числа привода и его ступеней.

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя п ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины п рм (п 3 ) при номинальной нагрузке. U = п ном / п рм 1. U = 2850 / 120 = 23,75 2. U = 1425 / 120 = 11,875 3. U = 950 / 120 = 7,916 4. U = 700 / 120 = 5,833 Общее передаточное число U : U = U рп * U зп где U рп – передаточное число ременной передачи, которое должно быть в пределах 2…4 (табл. 2.3, стр. 43 [1]); U зп – передаточное число зубчатой передачи.

Приняв передаточное число зубчатой передачи за 4 (табл. 2.3, стр. 43 [1]) получим передаточное число ременной передачи: U рп = U / U зп 1. U рп = 23,75 / 4 = 5,937 2. U рп = 11,875 / 4 = 2,968 3. U рп = 7 ,916 / 4 = 1,979 4. U рп = 5,833 / 4 = 1,458 2.6 Определяем мощность каждой ступени: Р I = Р раб.м = 2,013 квт Р II = Р I * рп = 2,013 * 0,97 = 1,952 квт Р III = Р II * пк² * зп = 1,952 * 0,98² * 0,96 = 1,799 квт 2.7 Определяем угловые скорости на каждой ступени привода: n I = п дв = 1425 об/мин. n II = n I / U рп = 1425 / 2,968 = 480,121 об/мин. n III = n II / U зп = 480,121 / 4 = 120,03 об/мин. 2.8 Определяем моменты ступеней привода. Т I = w I = = = = 149,15 (рад/с) w II = = 50,252 (рад/с) w III = = 12,563 (рад/с) Т I = = 13,496 (Нм) Т II = = = 38,844 (Нм) Т III = = = 143,198 (Нм)

Параметр Передача Параметр Вал
Закры-тая Открытая Двигателя Редуктора Приводной рабочей машины
Быстроходный Тихоходный
ПередаТочное число, U 4 2,968 Расчетная мощность , P 2,013 1,952 1,799 1,799
Угловая скорость , w 149,15 50,252 12,563 12,563
КПД 0,96 0,97 Частота вращения, n 1425 480,121 120,03 12,03
Вращающийся момент, Т 13,496 38,844 143,198 143,198
3. Выбор материала зубчатой передачи.

Определение допускаемых напряжений.

Поскольку, в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. В проектном задании указано, что редуктор должен быть общего назначения, кроме того передаваемая мощность невелика (1,8 квт). Для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью 350 НВ, при этом достигается лучшая прирабатываемость зубьев колеса, обеспечивается чистовое нарезание зубьев колёс после термообработки, высокая точность их изготовления.

Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз (2,5) больше нагружений зубьев колеса, для достижения одинаковой контактной усталости обеспечиваем механические характеристики материала шестерни выше, чем материала колеса. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твёрдости колеса НВ2 (стр. 48 [1]); НВ1-НВ2=20…50 Мощность на рабочем валу Р III = 1,8 квт; передаточное число редуктора U зп = 4 ; частота вращения рабочего вала n III = 120 об/мин; передача нереверсивная. 3.1.Пользуясь таблицей 3.2, стр.50 [1], подбираем подходящий материал. Сталь 45, которой присущи следующие характеристики: D пред . – любой; S пред . – любая; Твёрдость заготовки 179…207 НВ; G в = 600 Н/мм²; G т = 320 Н/мм²; G -1 = 260 Н/мм²; Данный материал подходит для изготовления колеса редуктора, в качестве термообработки используют нормализацию. Сталь 45, которой присущи следующие характеристики: D пред . =125 мм; S пред . =80 мм; Твёрдость заготовки 335…262 НВ; G в = 780 Н/мм²; G т = 540 Н/мм²; G -1 = 335 Н/мм²; Данный материал подходит для изготовления шестерни редуктора, в качестве термообработки используют улучшение. 3.2 Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [ G ] н1 и колёса [ G ] н2 . Определяем коэффициент долговечности K н L : K н L = где, N но – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Если N > N но , то принимаем K н L = 1 (стр. 51[1]). По таблице 3.1, стр. 49 [1] определяем допускаемое контактное напряжение [ G ] но , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N но . [ G ] но = 1,8 НВ ср +67 НВ ср1 = (235+262)/2 = 248,5 [ G ] но1 = 1,8*248,5+67 = 514,3 Н/мм² НВ ср2 = (179+207)/2 = 193 [ G ] но2 = 1,8*193+67 = 414,4 Н/мм² Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [ G ] н1 и колеса [ G ] н2 (стр. 51 [1]): [ G ] н1 = K н L 1* [ G ] но1 = 1*514,3 Н/мм² [ G ] н2 = K н L 2* [ G ] но2 = 1*414,4 Н/мм² Среднее допускаемое контактное напряжение (стр. 51 [1]): [ G ] н = 0,45* ( [ G ] н1 +[ G ] н2 ) = 0,45* (514,3+414,4) = 0,45*928,7 = 418 Н/мм² 3.3 Определяю допускаемое напряжение изгиба [ G ] F . Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [ G ] F 1 и [ G ] F 2 . Определяю коэффициент долговечности (стр. 52, [1]): K н L где, N FO = 4*10 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Т.к. N > N FO (стр. 52, [1]), то принимаем К FL = 1. Допускаемое напряжение изгиба [ G ] F 0 , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N FO . [ G ] F 0 = 1,03 НВ ср (табл. 3.1, стр. 49 [1]) НВ ср1 = 248,5 ; НВ ср2 = 193 [ G ] F 01 = 1,03*248,5 = 256 Н/мм² [ G ] F 02 = 1,03*293 = 199 Н/мм² Расчёт модуля зацепления для цилиндрических передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [ G ] F из полученных для шестерни [ G ] F 1 и колеса [ G ] F 2 , то есть по менее прочным зубьям.

Составляем табличный ответ:

Элемент передачи Марка стали D пред , мм; S пред , мм; Термообработка Н RC э1ср НВ 2ср [ G ] н N F
Н/мм²
Шестерня Колесо 45 45 125 80 У Н 248,5 193 514,3 414,4 256 199
4. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. 4.1 Проектный расчёт. 4.1.1. Определяю главный параметр – межосевое расстояние а w ,мм: а w = Ка ( U +1 ) где Ка – вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач Ка = 43 (стр. 58 [1]); а – коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 (стр.58[1]) – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах; U – передаточное число редуктора; Т III – вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Нм; [ G ] н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм². K нв – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев K нв = 1(табл. 3.1, стр. 49 [1]). а w = 43 (4+1) = 215* 116,53 мм . Полученное межосевое расстояние округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (табл. 13.15, стр. 313 [1]). а w = 116 мм. 4.1.2 Определяю модуль зацепления М, мм: М К м - для косозубых передач равен 5,8 (стр. 59 [1]). а w * U / ( U + 1) = 2*116*4 / 5 = 185,6 = а * а w = 0,32 * 116 = 37,12 М Если модуль получили меньше 2 мм, то, несмотря на полученное значение, принимаем за 2 мм., т.к в силовых передачах значение модуля меньше 2 мм. не рекомендуется из-за опасности большого понижения несущей способности в результате износа, повышенного влияния неоднородности материала, опасности разрушения при перегородках ( уч.

Решетов «Детали машин», стр. 266). М = 2 мм. 4.1.3 Определяю угол наклона зубьев min : min = arcsin arcsin arcsin 0,187 = 10° Полученное значение удовлетворяет условию 8…16°. 4.1.4 Определяю суммарное число зубьев шестерни и колеса: Z = Z 1 + Z 2 = 2 а w * cos min / M = 2*116*0,985 / 2 = 114,26 Полученное значение Z округляем в меньшую сторону до целого числа. Z = 114 4.1.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для шевронных передач: = arccos Z М / (2 а w ) = arcos 114*2 / 2*116 = arcos 0,983 = 10° 57984’ 4.1.6 Определяю число зубьев шестерни: Z 1 = Z / (1+ U ) = 114 / 5 = 22,8 Значение Z 1 округляю до ближайшего целого числа: Z 1 = 23 4.1.7 Определяю число зубьев колеса: Z 2 = Z - Z 1 = 114 – 23 = 91 4.1.8 Определяю фактическое передаточное число U ф и проверяю его отклонение U от заданного U : U ф = Z 2 / Z 1 = 91 / 23 = 3,956; U = U = Полученное значение отклонения удовлетворяет условию: U 4% 4.1.9 Определяю фактическое межосевое расстояние: а w = ( Z 1 + Z 2 ) * М / (2 cos ) = (23+91) *2 / (2* cos 10) =228 / 1,969=115,8 мм. 4.1.10 Определяем основные геометрические параметры передачи: d 1 = M * Z 1 / cos = 2*23 / 0,984 = 46,747 мм. d 2 = M * Z 2 / cos = 2*91 / 0,984 = 184,959 мм. d а1 = d 1+2М = 46,747+2*2 = 50,747 мм. d а2 = d 2+2М = 184,959+2*2 = 188,954 мм. df 1 = d 1 - 2,4М = 46,747 - 4,8 = 41,947 мм. df 2 = d 2 - 2,4М = 184,959 - 4,8 = 180,159 мм. b 2 = а * а w = 0,32 * 116 = 37,12 мм. У шевронных передач b 1 = b 2: b 1 = 37,12 мм.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,1 мм., значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа по нормальным линейным размерам (табл. 13.15, стр. 313 [1]). Составляем табличный ответ:

Параметр, мм. Шестерня Колесо
Делительный диаметр, d 46 184
Диаметр вершин зубьев, d а 50 188
Диаметр впадин зубьев, df 42 180
Ширина венца, b 39 39
4.2 Проверочный расчет: 4.2.1 Проверяем межосевое расстояние: а w = ( d 1 + d 2) / 2 = (46,747+184,959) / 2 = 115,853 мм. 4.2.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Условие пригодности заготовок колес: D заг D пред .; С заг ( S заг ) S пред . D заг1 = d а1+ 6 мм. = 50,747+6 = 56,747 мм., т.к D пред = 125 мм. выполняется условие: 56,747 125, заготовка пригодна. S заг2 = b 2+4 мм. = 37,12+4 = 41,12 мм., т.к. S пред . = 80 мм. выполняется условие: 41,12 80, заготовка пригодна. 4.2.3 Проверяю контактные напряжения G н , Н/мм²: G н = К* G н ] где К – вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач К = 376 (стр. 61 [1]). F T = 2 Т III * 10 d 2 = 2*143198 / 185,231 = 1546,155 – окружная сила зацеплений, Н. К н – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для шевронных передач К н определяют по графику (рис. 4.2., стр. 63 [1]) в зависимости от окружной скорости колес V и степени точности передач. V = W III * d 2 / 2*10 Степень точности передачи – 9 (табл. 4.2., стр. 62 [1]) К н = 1,12. К н = 1 (стр. 59 [1]) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. К н – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес V и степени точности передач. К н = 1,01(табл. 4.3., стр. 62 [1]) G н =376 В данном случае [ G н ] = 418 Н/мм². Наблюдается недогрузка передачи на 1,4%. Допускаемая недогрузка 10%, условие выполнено. 4.2.4 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни G F 1 и колеса G F 2 , Н/мм². G F 2 = Y F 2 * Y * К F * К F * К FV [ G ] F 2 G F1 = G F2 * Y F1 / Y F2 [G] F1 где М – модуль зацепления, мм. b 2 – ширина зубчатого венца колеса, мм. F T – окружная сила зацеплений, Н. К F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для шевронных передач К F =1(стр. 63 [1]). К F –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. К F =1(стр. 63 [1]). К FV – коэффициент динамической нагрузки. К FV = 1,01(табл. 4.3., стр. 62 [1]). Y F 1 и Y F 2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Определяются по таблице 4.4, стр. 64[1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z 1 , и колеса Z 2 . Z V 1 = Z 1 / cos = 23 / 0,952 =24,159; Y F 1 = 3,7 Z V 2 = Z 2 / cos ² = 91 / 0,968 =94,008; Y F 2 = 3,62 Y = 1 - /140 = 1 – 10 / 140 = 0,929 – коэффициент, учитывающий наклон зуба. G F 2 = 3,62*0,929 G F 1 = 69,327*3,7 / 3,62 = 70,859 Н/мм² Если G F значительно меньше [ G ] F , то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Условие выполнено. 4.2.5 Составляем табличный ответ: Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проверочный расчет:

Параметр Допускаемые значения Расчетные значения Примечания
Контактные напряжения, G н 418 Н/мм² 412 Н/мм² -1,4%
Напряжения изгиба, G F 1 256 Н/мм² 70,859 Н/мм² -72%
Напряжения изгиба, G F 2 199 Н/мм² 69,327 Н/мм² -65%
Проектный расчет:
Параметр Значения
Межосевое расстояние, а w мм.

Модуль зацепления, мм.

Ширина зубчатого венца: шестерни, b 1 колеса, b 2 Угол наклона зубьев, Диаметр делительной окружности: шестерни, d 1 колеса, d 2 Число зубьев шестерни, Z 1 Число зубьев колеса, Z 2 Диаметр окружности вершин шестерни, d а1 колеса, d а2 Диаметр окружности впадин шестерни, df 1 колеса, df 2 Вид зубьев

116 2 39 39 10° 57984’ 46,747 184,959 23 91 50,747 188,959 41,947 180,159 Шевронные
5. Проектный расчет валов редуктора 5.1Выбор материала валов. Для валов в проектируемом редукторе рекомендуют применять сталь 45. 5.2 Выбор допускаемых напряжений.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения.

Поэтому допускаемое напряжение: [ ] к = 10 … 20 Н/мм². При этом меньшее [ ] к = 10 Н/мм² - для быстроходного вала, а большее [ ] к = 20 Н/мм² - для тихоходного вала. 5.3 Определение сил в зацеплении закрытых передач: Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи Силы в зацеплении Значение силы, Н
На шестерни На колесе
Цилиндрическая Окружная, F T 1546,155 1546,155
Шевронная Радиальная, F R 567,339 567,339
F T1 = F T2 F T2 = 2* Т III * 10 / d2 = 2*143198 / 185,231 = 1546,155 Н F R 1 = F R 2 F R 2 = F T 2 Угол зацепления принят за 20° (стр. 96 [1]). 5.4 Определяем консольные силы: Консольные силы
Вид открытой передачи Характер силы по направлению Значение силы, Н
Клиноременная Радиальная 874,051
F оп = 2 F о * sin где F о – сила предварительного натяжения ремня; F о = 110,357 Н (результат расчета ременной передачи). 1 – угол обхвата ремнем ведущего шкива. 1 = 163,672 (результат расчета ременной передачи). F оп = 2*110,375* sin 81 = 883* sin 81 = 883*0,989 = 874,051 Н 5.5 Определяем размеры ступеней валов одноступенчатого редуктора: 5.5.1 1-я ступень валов d1 = где М к = Т – крутящий момент равен вращающему моменту на валу, Нм. [ ] k – допускаемое напряжение на кручение; [ ] k = 10 Н/мм² - для быстроходного вала; [ ] k = 20 Н/мм² - для тихоходного вала; Быстроходный вал: d 1 = 26 мм . Тихоходный вал: d 1 = = 32,957 = 32 мм . Быстроходный вал: L 1 = (1,0…1,5) d 1 = 1,2*26,88 = 32,256 = 32 мм.

Тихоходный вал: L 1 = (1,0…1,5) d 1 = 1,2*32,957 = 39,548 = 40 мм. 5.5.2 2-я ступень валов: Быстроходный вал: d 2 = d 1+2 t где t = 2,2 (примечание 1, стр.109 [1]). d 2 = 26,88+2*2,2 = 31,28 мм.

Диаметр под подшипник округляем до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника d . d 2 = 30 мм.

Тихоходный вал: d 2 = d 1+2 t где t = 2,2 (примечание 1, стр.109 [1]). d 2 = 32,957+2*2,2 = 37,334 мм.

Следовательно, d 2 = 35 мм.

Быстроходный вал: L 2 1,5* d 2 1,5*30 45 мм.

Тихоходный вал: L 2 1,25* d 2 1,25*35 43,75 мм.

Округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra 40: L 2 45 мм. 5.5.3 3-я ступень валов: Быстроходный вал: d 3 = d 2+3,2 r где r = 2 (примечание 1, стр.109 [1]). d 3 = 30+3,2*2 = 36,4 мм.

Округлив принимаем d 3 = 36 мм.

Тихоходный вал: d 3 = d 2+3,2* r = 35+3,2*2 = 41,4 мм.

Округлив принимаем d 3 = 42 мм. 5.5.4 4-я ступень валов: Быстроходный вал: d 4 = d 2 = 30 мм.

Тихоходный вал: d 4 = d 2 = 35 мм.

Быстроходный вал: L 4 = В – ширина подшипника, где В = 19 мм. ( табл. К27, стр.410 [1]). L 4 = 19 мм.

Тихоходный вал: L 4 = В, где В = 17 мм. ( табл. К27, стр.410 [1]). L 4 = 17 мм. 5.5.5 5-я ступень валов: Тихоходный вал: d 5 = d 3+3 f , где f = 1,6 (примечание 1, стр.109 [1]). d 5 = 42+3*1,6 = 42+4,8 = 46,5 мм.

Округлив принимаем d 5 = 48 мм. 5.5.6 Составляем табличный ответ по определению размеров ступеней валов редуктора: Размеры ступеней, мм.

Ступени вала Вал-шестерня Вал-колесо
1-я под элемент открытой передачи d 1 = 26 мм. L 1 = 32 мм. d 1 = 32 мм. L 1 = 40 мм.
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник d 2 = 30 мм. L 2 = 45 мм. d 2 = 35 мм. L 2 = 45 мм.
3-я под шестерню, колесо d 3 = 36 мм. определяют графически d 3 = 42 мм. определяют графически
4-я под подшипник d 4 = 30 мм. L 4 = 19 мм. d 4 = 35 мм. L 4 = 17 мм.
5-я упорная или под резьбу d 5 = 48 мм. определяют графически
Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора SHAPE * MERGEFORMAT
Параметр Шестерня Колесо
Ft, H 1546,155
Fr, H 567,339
Fa, H 0
Fo п , Н 874,051
Т, Нм 38,844 143,198
W ,с 50,252 12,563
SHAPE * MERGEFORMAT 6.Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов ( быстроходный вал ) SHAPE * MERGEFORMAT Быстроходный вал: Дано: Ft = 1546,155 H , Fr = 567,339 H , Fo п = 874,051 Н, L оп = 0,052 м, L в/2 = 0,039 м, L в = 0,078 м, Fy = Fo п * sin20 = 874,051*0,342 = 298,925 H Fx = Fo п *cos20 =874,051*0,94 = 821,607 H 1. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости: М4 = 0 - Fy ( L оп+ L в) + Ray * L в – Fr * L в/2 = 0 - 298,925*0,13+ Ray*0,078-567,339*0,039 = 0 -38,860+ Ray*0,078-22,126 = 0 Ray*0,078 = 60,986 Ray = 60,986/0,078 = 781,871 Н М 2 = 0 - Fy* L оп + Fr* L в /2+ R в y* L в = 0 -298,925*0,052+567,339*0,039+ R в y *0,078 = 0 -15,544+22,126+ R в y *0,078 =0 R в y = -6,582/0,078 = -84,384 Н Проверка: Fny = 0 Fy - Ray + Fr - R в y = 0 ; 298,925-781,871+567,339-84,384 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = Fy * L оп = 298,925*0,052 = 15,544 Нм М2пр = М2лев = 15,544 Нм М3лев = Fy ( L оп+ L в/2)- Ray * L в/2=298,925*0,091-781,871*0,039=-3,29 Нм М3пр = М3лев = -3,29 Нм М4лев = Fy ( L оп+ L в)- Ray * L в+ Fr * L в/2 = 298,925*0,13-781,871*0,078+567,339*0,039 = 38,86-60,985+22,126 = 0 2. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости: М4 = 0 - Fx ( L оп+ L в) + Ra х* L в + Ft * L в/2 = 0 -821,607*0,13+ Ra х*0,078+1546,155*0,039 = 0 -106,808+ Ra х*0,078+60,3 = 0 Ra х = 46,508/0,078 = 596,236 Н М2 = 0 - F х* L оп - Ft * L в/2+ R вх* L в = 0 -821,607*0,052-1546,155*0,039+ R вх*0,078 = 0 -42,723-60,3+ R вх*0,078 = 0 R вх = 103,023/0,078 = 1320,807 Н Проверка: Fn х = 0 F хRa хFt + R вх = 0 ; 821,607-596,236-1546,155+1320,807 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = F х* L оп = 821,607*0,052 = 42,723 Нм М2пр = М2лев = 42,723 Нм М3лев= F х( L оп+ L в/2)- Ra х* L в/2=821,607*0,091-596,236*0,039=51,513 Нм М3пр = М3лев = 51,513 Нм М4лев = F х ( L оп+ L в)- Ra х* L в - Ft * L в/2 = 821,607*0,13-596,236*0,078-1546,155*0,039 = 106,808-46,506-60,3 = 0 3. Строим эпюры крутящих моментов. Мк = М2 = Ft * d 1/2 = 1546,155*46,747/2 = 36,139 Нм 4. Определяем суммарные радиальные реакции: Ra = R в = 5. Определяем суммарные изгибающие моменты. М2 = М3 = Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов ( тихоходный вал ) SHAPE * MERGEFORMAT Тихоходный вал: Дано: Ft = 1546,155 H , Fr = 567,339 H , L т = 0,093 м, L т/2 = 0,0465 м, 1. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости: М3 = 0 - R сх* L т + Ft * L т/2 = 0 - R сх*0,093+1546,155*0,0465 = 0 - R сх*0,093 = -71,896 R сх = 71,896/0,093 = 773,075 Н М1 = 0 - Ft * L т/2+ R дх* L т = 0 -1546,155*0,0465+ R дх *0,093 = 0 R дх = 71,896/0,093 = 773,075 Н Проверка: Fn х = 0 R дх + R сх - Ft = 0 ; 773,075+773,075-1546,155 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = R сх * L т/2 = 773,075*0,0465 = 35,947 Нм М2пр = М2лев = 35,947 Нм М3лев = R сх * L тFt * L т/2 = 71,895-71,895 = 0 2. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости: М3 = 0 - R су* L т + Fr * L т/2 = 0 - R су*0,093+567,339*0,0465 = 0 R су = 26,381/0,093 = 283,669 Н М1 = 0 - Fr * L т/2+ R ду* L т = 0 567,339*0,0465+ R ду *0,093 = 0 R ду = 26,38/0,093 = 283,669 Н Проверка: Fn у = 0 R су – Fr + R ду = 0 ; 283,669 – 567,339+283,669 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = R су * L т/2 = 283,669 *0,0465 = 13,19 Нм М2пр = М2лев = 13,19 Нм М3лев = R су * L тFr * L т/2 = 26,381-26,381 = 0 3. Строим эпюры крутящих моментов. Мк = М2 = Ft * d 2/2 = 1546,155*184,959/2 = 145,13 Нм 4. Определяем суммарные радиальные реакции: R с = = 823,476 Н R д = = 823,476 Н 5. Определяем суммарные изгибающие моменты. М2 = 7. Проверочный расчет подшипников: 7.1 Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С r представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 оборотов внутреннего кольца. С r = 29100 Н для быстроходного вала (табл. К27, стр.410 [1]), подшипник 306. С r = 25500 Н для тихоходного вала (табл. К27, стр.410 [1]), подшипник 207. Требуемая долговечность подшипника Lh составляет для зубчатых редукторов Lh 60000 часов.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp , Н с базовой долговечностью L 10 h , ч. с требуемой Lh , ч. по условиям Crp С r ; L 10 h Lh . Расчетная динамическая грузоподъемность Crp , Н и базовая долговечность L 10 h , ч. определяются по формулам: Crp = L 10 h = где R E – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; – угловая скорость соответствующего вала, с М – показатель степени: М = 3 для шариковых подшипников (стр.128 [1]). 7.1.1 Определяем эквивалентную нагрузку R E = V * R r *Кв*Кт, где V – коэффициент вращения. V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника (стр.130 [1]). R r – радиальная нагрузка подшипника, Н. R r = R – суммарная реакция подшипника. Кв – коэффициент безопасности. Кв = 1,7 (табл. 9.4, стр.133 [1]). Кт – температурный коэффициент. Кт = 1(табл. 9.5, стр.135 [1]). Быстроходный вал: R E = 1*1,7*1323,499*1 = 2249,448 Н Тихоходный вал: R E = 1*1,7*823,746*1 = 1399,909 Н 7.1.2 Рассчитываем динамическую грузоподъемность Crp и долговечность L 10 h подшипников: Быстроходный вал: Crp =2249,448 - условие выполнено. L 10 h = ч. 75123,783 60000 - условие выполнено.

Тихоходный вал: Crp = 1399,909 условие выполнено. L 10 h = 848550,469 60000 - условие выполнено.

Проверочный расчет показал рентабельность выбранных подшипников. 7.1.3 Составляем табличный ответ: Основные размеры и эксплуатационные размеры подшипников:

Вал Подшипник Размеры d D T мм. Динамическая грузоподъемность, Н Долговечность, ч
Crp Cr L 10 h Lh
Б 306 30 72 19 26991,126 29100 75123,783 60000
Т 207 35 72 17 10581,912 25500 848550,469 60000
8. Конструктивная компоновка привода: 8.1 Конструирование зубчатых колес: Зубчатое колесо:
Элемент колеса Параметр Значения параметра
Обод Диаметр Толщина Ширина da = 184,959 мм S = 2,2 м +0,05b2 =2,2*2+0,05*39=6,35 мм b2 = 39 мм
Ступица Диаметр внутренний Толщина Длина d = d 3 = 42 мм ст = 0,3 d = 0,3*42 = 13,6 мм L ст = d = 42 мм
Диск Толщина Радиусы закруглений Отверстия С = 0,5 ( S + ст ) 0,25 b2 С = 0,5(6,35+13,6) 0,25*39 С = 9,975 9,75 Принимаем С = 10 мм R 6 ;Принимаем R = 6 Не предусмотрены
На торцах зубьев выполняют фаски размером f = 1,6 мм. Угол фаски ф на шевронных колесах при твердости рабочих поверхностей НВ ф = 45°. Способ получения заготовки – ковка или штамповка. 8.1.1 Установка колеса на вал: Для передачи вращающегося момента редукторной парой применяют шпоночное соединение посадкой Н7/ r 6. 8.1.2 При использовании в качестве редукторной пары шевронных колес заботится об осевом фиксировании колеса нет необходимости, однако для предотвращения осевого смещения подшипников в сторону колеса устанавливаем две втулки по обе стороны колеса. 8.2 Конструирование валов: Переходный участок валов между двумя смежными ступенями разных диаметров выполняют канавкой:
d Свыше 10 до 50мм
b 3 мм
h 0,25 мм
r 1 мм
(табл. 10.7, стр.173 [1]) 8.2.1 На первой ступени быстроходного вала используется шпоночное соединение со шпонкой, имеющей следующие размеры:
Диаметр вала, d Сечение шпонки Фаска Глубина паза вала, t1 Длина
b h
26 8 7 0,5 4 18
8.2.2 На первой и третей ступени тихоходного вала применяем шпоночное соединение со шпонками, имеющими следующие размеры:
Ступень Диаметр вала, d Сечение шпонки Фаска Глубина паза вала, t1 Длина
b h
1-я 32 10 8 0,5 5 24
3-я 42 10 8 0,5 5 34
8.3 Конструирование корпуса редуктора: Корпус изготовлен литьем из чугуна марки СЧ 15. Корпус разъемный.

Состоит из основания и крышки. Имеет прямоугольную форму, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов. В верхней части крышки корпуса имеется смотровое окно, закрытое крышкой с отдушиной. В нижней части основания расположены две пробки – сливная и контрольная.

Толщина стенок и ребер жесткости , мм.: =1,12 Для выполнения условия 6 мм., принимаем = 10 мм. 8.3.1 Крепление редуктора к фундаментальной раме (плите), осуществляется четырьмя шпильками М12. Ширина фланса 32 мм., координата оси отверстия под шпильку 14 мм.

Соединение крышки и основания корпуса осуществляется шестью винтами М8. Крышка смотрового окна крепится четырьмя винтами М6. 8.4 Проверочный расчет валов 8.4.1. Определяем эквивалентный момент по формуле для валов: Быстроходный вал: М экв = Тихоходный вал: М экв = 8.4.2. Определяем расчетные эквивалентные напряжения экв и сравниваем их с допустимым значением [ ] u . Выбираем для ведущего и ведомого вала сталь 45, для которой [ ] u = 50 мПа Для быстроходного вала: экв = = = 13,505 мПа [ ] u = 50 мПа где : W нетто = 0,1 d = 0,1*36 d = 36 – диаметр быстроходного вала в опасном сечении. Для тихоходного вала: экв = = = 20,259 мПа [ ] u = 50 мПа где: W нетто = 0,1 d = 0,1*42 d = 42 – диаметр тихоходного вала в опасном сечении. Вывод: прочность быстроходного и тихоходного вала обеспечена. 9. Смазывание 9.1 Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/сек. 9.2 Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях G Н и фактической окружной скорости колес U . Сорт масла выбирается по таблице 10.29, стр.241. В данном редукторе при U = 1,161 м/сек , G Н = 412 применяется масло сорта И-Г-А-68. 9.3 Для одноступенчатых редукторов объем масла определяют из расчета 0,4…0,8 л. на 1 квт передаваемой мощности. Р = 2,2 квт, U = 2,2*0,5 = 1,100 л. Объем масла в проектируемом редукторе составляет 1,100 л.

Заполнение редуктора маслом осуществляется через смотровое окно.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью контрольной пробки. Слив масла производят через сливную пробку. 9.4 Смазывание подшипников: В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла.

Наиболее распространенной для подшипников качения – пластичной смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ 1957-75). 10. Проверочный расчет шпонок 10.1 Призматические шпонки проверяют на смятие, проверки подлежат две шпонки тихоходного вала.

Условие прочности G см = Ft / A см [ G ] см где Ft – окружная сила на колесе, Н A см – площадь смятия, мм² A см = (0,94 h – t 1)* Lp Lp = L – b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм [ G ] см – допускаемое напряжение на смятие, Н/мм² [ G ] см = 110 Н/мм² (стр.252 [1]) 10.2 Проверяем шпонку на первой ступени вала: L = 24 Lp = 24 – 10 = 14 мм. A см = (0,94*8 – 5)*14 = 35,28 мм² G см = 1546,155 / 35,28 = 42,617 Н/мм² 42,617 110 Н/мм² - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

Проверяем шпонку на третей ступени вала: L = 34 Lp = 34 – 10 = 24 мм. A см = (0,94*8 – 5)*24 = 60,48 мм² G см = 1546,155 / 60,48 = 25,564 Н/мм² 25,564 110 Н/мм² - условие прочности выполнено, шпонка пригодна. 11. Технический уровень редуктора «Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент на его тихоходном валу.

оценка аренды в Твери
оценка грузового автомобиля цена в Орле
оценка товарного знака в Брянске

Менеджмент (Теория управления и организации)

Экономическая теория, политэкономия, макроэкономика

Микроэкономика, экономика предприятия, предпринимательство

Политология, Политистория

Геология

Материаловедение

Международные экономические и валютно-кредитные отношения

Философия

Медицина

География, Экономическая география

Авиация

Педагогика

Экономика и Финансы

Государственное регулирование, Таможня, Налоги

Архитектура

Уголовное право

Административное право

Бухгалтерский учет

Теория государства и права

Литература, Лингвистика

Компьютерные сети

Радиоэлектроника

Технология

Право

Прокурорский надзор

Гражданское право

Промышленность и Производство

Музыка

История

Финансовое право

История отечественного государства и права

Нероссийское законодательство

Экскурсии и туризм

Пищевые продукты

Культурология

Уголовное и уголовно-исполнительное право

Конституционное (государственное) право России

Банковское право

Маркетинг, товароведение, реклама

Программирование, Базы данных

Астрономия

Техника

Химия

Программное обеспечение

Физкультура и Спорт, Здоровье

Религия

Компьютеры, Программирование

Уголовный процесс

Законодательство и право

Ценные бумаги

Компьютеры и периферийные устройства

Военное дело

Здоровье

Математика

Физика

Транспорт

Охрана природы, Экология, Природопользование

Космонавтика

Геодезия

Психология, Общение, Человек

Биология

Искусство

Разное

История государства и права зарубежных стран

Муниципальное право России

Гражданское процессуальное право

Социология

Сельское хозяйство

Налоговое право

Римское право

Трудовое право

Охрана правопорядка

Конституционное (государственное) право зарубежных стран

Металлургия

Международное право

Криминалистика и криминология

Правоохранительные органы

Страховое право

Ветеринария

Физкультура и Спорт

Арбитражно-процессуальное право

Нотариат

Астрономия, Авиация, Космонавтика

Историческая личность

Банковское дело и кредитование

Подобные работы

Разработка опорной Цифровой Системы Коммутации (на примере ЦСК "Квант-Е")

echo "Высокие требовани я , предъ я вл я емые к св я зи, обуславливают необходимость огромных капиталовложений в инфраструктуру; следовательно, тщательное планирование и выбор перспективной системы им

Расчет зануления двигателя

echo "Зануление осуществляет защиту путем автоматического отключения поврежденного участка электроустановки от сети и снижение напряжения на корпусах зануленного электрооборудования до безопасного на

Отечественная техника в XVIII веке

echo "Истинное развитие металлургии в России началось в начале XVIII века, и успехи ее были громадными. Одним из крупнейших и старейших очагов металлобрабатывающей промышленности в центральной части Р

Развитие паровой техники

echo "Только в 17 веке (1615 год) француз С. де Ко воспроизвел машину Герона: через герметичную крышку бака с водой выходила труба, бак ставили на огонь, вода закипала и пар поднимал воду в трубе, ско

Подшипники качения

echo "Работа опоры происходит при чистом скольжении соприкасающихся деталей. Во втором случае между взаимно подвижными поверхностями закладываются тела качения (шарики или ролики) и работа опоры проис

Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения

echo "Определение допускаемых напряжений………………………………………………………………....стр(6 – 9) 4. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи………стр(10 – 14) 5. Проектный расчет валов редуктора…………………………..стр(15

Расчет силового трансформатора

echo "Силовой трансформатор является одним из важнейших элементов электрической сети. Передача электрической энергии на большие расстояния от места ее производства до места потребления требует в совр

Дугогасительные устройства элегазовых выключателей

echo "Чистый газообразный элегаз совершенно безвреден, химически не активен, поэтому в обычных эксплуатационных условиях он не действует ни на какие материалы, применяемые в аппаратостроении, обладает