Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса

1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3. Прочный расчет валов

4. Предварительный выбор подшипников

5. Уточненный расчет валов на статическую прочность

6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность

7. Определение размеров корпуса редуктора

8. Конструирование зубчатого колеса

9. Определение размеров крышек подшипников

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

11. 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:

Юобщ. = Ю рп • Ю (1)

Ю рп — кпд решенной передачи Ю-кпд зубчатой передачи редуктора с учетом потерь в подшипников Принимаем:

Ю рп = 0.95

Ю= 0.97

Юобщ. = 0.95 • 0.97 = 0.92

Требуется мощность электродвигателя:

Рэ = р2? Юобщ. = 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 щ = 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)

щ 1 = щ? Uр. п = 151.2? 2.67 = 56.74 рад? с ведомый вал редуктора:

n2 = n1? 4 = 541.2? 4 = 135 об? мин щ 2 = щ 1? 4 = 56.74? 4 = 14.2 рад? с Силовой расчет Вращение момента на валу привода вал электродвигателя:

М = Рэ? щ = 5 · 10і? 151.2 = 33 км (9)

Ведущий вал редуктора М1 = М • Uр. п • Ю рп = 33 • 2.67 • 0.95 = 83.7 км (10)

Ведомый вал редуктора М2 = М1 • U • Ю = 83.7 • 4 • 0.97 = 325 км

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Материалы зубчатых колес.

Сталь 45 с термообработкой — улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; т = 650 Н? мнІ

диаметре (предполагаемом) D? 80 мм для колеса твердость 235…262 НВ2; т = 540 Н? мнІ

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? ммІ (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? ммІ

Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

[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? ммІ

[fa]2= 1,8· 250/1,75 · 1 · 1 = 257 Н? ммІ

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=шa· am=0,4·160=64 мм Шестерни: в1?1,12· в2=1,12·64=71,7 мм 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· 325·2·10і·5/4·160·63·257 = 1,07 мм

принимаем стандартное значение m=2 мм Суммарное число зубьев:

Е = 2a щ /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 = 160 мм (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 + 6 мм = 52+6=58мм Д=58мм< 80 мм

S=b2+4мм=63+4=67<80 мм 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 х = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 · 10і · 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 · 10і / 256 = 2539H (22)

Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20є = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23)

Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knх=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

nІ (0.8м · 1.1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и 570 н/ммІ

Т.к. расчетное Gn=412 н/ммІ находится 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/ммІ

колеса: [n]2/ Јf2 = 257/3,6 = 71, 4 н/ммІ

Прочность зубьев колеса оказалась менее прочности зубьев шестерни.

[n]1/ Ј f1<[n]1/Ј f2

— поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.

Принимаем коэффициенты: К Fв=1 К Fх=1,4

Расчетное напряжение изгиба в основании ношии зубьев колеса:

f2= Ј f2 · Pt/В2м k pв Kpv = 3.6 · 2539.1/63 · 2 · 1 · 1.4 = 101.6 н/ммІ<

[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/ммІ, в = 800 н/ммІ

Ведущий вал.

Выбираем конструкцию вала Определяем диаметр выходного конца вала по формуле

dк= (26)

где диаметр dn диаметр пальцевого участка вала.

М1 (ИМ) — вращающий момент на ведущем валу редуктора.

[фк] 20…25 н/ммІ, 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 ф= 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+b½+ b½ 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 = 74 мм = 0,074 м 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.

R ах = Rвх= Ft /2=2539.½ = 1269.6 Н Определим изгиб момента в вертикальной плоскости и построим эпюру моментов М ах= 0 М вх = 0

М сх = - R ау · 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 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 = 25 мм

Д = 62 мм 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 · R ra · 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)і = 1179.61 г (32)

Базовая долговечность подшипника.

L10h =10і· L10/60r1=10· 179.61/60· 541.2 =36 326.99 ч>[L10h ]=10 000ч-

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)і = 0.7 · 4826.81 = 3378.77 (ч)

Базовая долговечность подшипника

L10h = 10і · 3378.77/ 60· 135= 41 713.09 (ч) - долговечность обеспечена

7. Определение размеров корпуса редуктора

Толщина степени основания корпуса

Sкп=?6 (35)

Sкр==4,78 мм Принимаем Sкорп = 6 мм Толщина степени основания корпуса.

Sкр = 0.9 Sкорп. > 6 мм (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 = = 6,87 мм 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 :

Д1 = 0.8 Sкорп (44)

Д1 = 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:

Д2 = 1.2 · Sкорп = 1.2 · 6 = 7.2 мм

8. Конструирование зубчатого колеса

Выбираем конструкцию колеса.

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 = 67 мм l = 8 мм Д3 = 52 мм l1 = 2 мм

h = 14 мм В = 10 мм Ведомый вал.

Д = 80 мм h1 = 5 мм Д0 = 85 мм l = 10 мм Д3 = 72 мм l1 = 2 мм

h = 16 мм В = 10 мм

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

Ведущий вал.

Для диаметра вала d = 20 мм принимаем размеры сечения шпонки:

в = 6 мм 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= < [G] см = 190 и/мм (51)

см = 2· 83.7 · 10і/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 = 10 мм t2 = 3.3 мм

h = 8 мм lст = 42 мм

t1 = 5 мм Расчет длины шпонки и рабочей длины:

lш = 42 — 8 = 34 мм

lр = 34 — 10 = 24 мм

10.2.3. Расчет напряжения смятия:

см = 2 М²/D (h — t1) lр = < 190 и/мм

см = 2· 83.7 · 10і /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 х. Gn = 422.0 н/ммІ, х = 1.6 м/с В соответствии с полученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 ГОСТ 17 479 4−87

Смазывание подшипников.

При окруженных скоростях х<2м/с 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 ј 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.