Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Редуктор прямозубый вертикальный - файл Копия Детали машин.rtf


Редуктор прямозубый вертикальный
скачать (711.1 kb.)

Доступные файлы (1):

Копия Детали машин.rtf25685kb.21.03.2010 15:23скачать

содержание

Копия Детали машин.rtf

Министерство образования РФ

УГТУ УПИ им. Первого президента РФ Б.Н. Ельцина

Расчет по предмету: Детали машин

РЕДУКТОР ПРЯМОЗУБЫЙ ВЕРТИКАЛЬНЫЙ

Преподаватель Гурьев Е.С.

Студент

Группа ТГиВ-3

Екатеринбург 2009г.

Оглавление
1 Задание.

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ.

4 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА.

4.1 Структурная схема редуктора.

4.2 Расчет зубчатых колес редуктора.

4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи.

4.4 Расчет диаметров валов редуктора.

4.5 Выбор подшипников и расчет их на долговечность.

^ 5 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ.

1 Задание


Редуктор прямозубый вертикальный

Исходные данные:

1.1 Номер варианта……………………………….…….11

Номер схемы……………………………….…..………...2

Вид колес………………….………………....прямозубый

Мощность на ведомом валу…………………….2,062 кВт

Частота вращения ведомого вала…………….240 об/мин

Вид нагрузки………….…………………..….реверсивная

Срок службы …………………………........…61320 часов

Режим работы ……………………………………ср. равн.

Продолжительность включения…………………......40 ч

Коэф. Использ. Привода……………………………….0,7

^ 2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Учитывая исходные данные, по табл. выбираем двигатель асинхронной серии АИР, мощности P = 2,062кВт , n1 = 240 об/мин. Условные обозначения 112МА8/709 .
Р = N/n = 2/0.97 = 2.062 кВт

N = Nв*u = 60*4 = 240 мин

^ 3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ
Передаточное число привода находится по формуле
U12=n1/n2 =240/60 = 4 (3.1)
n1 - частота вращения на ведущем валу, (об./мин.)

n2 - частота вращения на ведомом валу, (об./мин.)

n1 = 240 об/мин

n2 =60 об/мин

Замечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяется

Крутящий момент на валу находится по следующей формуле
Т=9,55×106×Рh/n , (3.2)
где :

Р - мощность электродвигателя, (кВт)

h-КПД

n -частота вращения вaлa, (об/мин)

КПД привода принемаем за единицу h=0,97

Определяем крутящий момент на ведущем валу
T1 = 9,55×106×2,062/240 = 82050,416 Н×мм
Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу

T2 = T1×U12 =82050,416 × 4 = 328201,67 Н×мм

^ 4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
4.2 Расчет зубчатых колес редуктора
4.2.1 Выбор материалов и их характеристики.

Принимаем согласно рекомендациям табл. марку материалов и их термообработку. Выписываем механические характеристики из табл.

Материал детали :

шестерня сталь 45

колесо сталь 45

Вид термообработки:

шестерня улучшение

колесо улучшение

Твердость:

шестерня HB 300

колесо HB 240

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

шестерня NHO1=1,7×107

колесо NHO2=1,3×107

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:

шестерня Nfo1=4×106

колесо Nfo2=4×106

Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:

шестерня sHO1=580 н/мм2

колесо sHO2=514 н/мм2

Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:

шестерня sfo1=294 н/мм2

колесо sfo2=256 н/мм2
^ 4.2.2 Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов

По рекомендациям табл. для прямозубых передач определяем допускаемые напряжения:

а) Допускаемое контактное напряжение
[sH] = sHO×Кн (4.2.1)
sHO - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов (см. п. 3.2)

Кн- коэффициент долговечности принимаем = 1

Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость

NHe-эквивалентное число циклов, определяется по формуле
Nнe = Nfe = 60×h×n (4.2.2)
Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

Nнe1 = Nfе =60×61320×750 = 2759400000
(4.2.3)
КHL1 = 1

[sH1] = sHO1×КH1=580×l = 580 н/ мм2

Колесо
NHE = NFE = 60×61320×60 = 220752000

(4.2.4)

КHL2 = 1

[sH2] = sHO2 × Кн2=514 × l = 514 н/ мм2
б) Допускаемое напряжение при изгибе
[sF] = sFO×KF (3.3.4)
sFO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе цик­лов (см. п. 3.2)

KF - коэффициент долговечности, принимается = 1

NFO - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость

NFE - эквивалентное число циклов определено выше по формуле (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня
NFE1 = NHE1 = 2759400000

(4.2.5)

KFL1 = 1

[sF1] = sFO1×KFL1 = 294×1 = 294 н/мм2
Колесо

NFE2 = NHE2 = 220752000

(4.2.6)

KFL2 = 1

[sF2] = sFO2×KFL2 = 256×1 = 256 н/мм2
Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи
[sH] = min([sH1],[sH2]) (4.2.7)
[sH1] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)

[sH2]-допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

Численный расчет допустимого контактного напряжения:

[бн] = [sH2]=514 н/мм2
^ 4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние

Ориентировочное значение межосевого расстояния аw , согласно рекомендациям табл. определяется следующей формулой
(4.2.8)
КA - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. ниже)

U12 - передаточное число (см. п. 3)

Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3)

Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. ниже)

yBA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)

[sH] - расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи (см. п. 4.2.2)

Замечание: в скобках знак "+" - соответствует колесам внешнего зацепления, "-'' колесам внутреннего зацепления, в данном задании рассматривается случай внешнего зацепления зубчатых колес, поэтому формуле (4.2.8) соответствует знак «+».

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент относительной ширины колес yBA , определяем согласно рекомендациям табл. для прямозубых передач: yBA = 0,2-0,6 выбераем 0,4

Коэффициент yBD вычисляем по формуле
yBD = yBA×(1+U12)/2 (4.2.9)

yBD = 0,4×(1+4)/2 = 1
Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

КA - определяем из таблицы

Вид колес цилиндрический прямозубый

Материал шестерни и колеса сталь 45

Коэффициенты Кa = 49,5 (н/мм2)
ZM = 274 (н/мм2)
КHB - определяем из таблицы

Твердость <350 НВ

Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

КHb =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца
KFb = 1,15
Произведем ориентировочный расчет межосевого расстояния
(4.2.10)
Округляем значение Aw до ближайшего значения из ряда R 40 (см. табл.):

Aw = 125 мм

б) Значение модуля

Определяем значение модуля m = mn из соотношения
m = (0,01 - 0,03) × Aw (4.2.11)
Рассчитываем

m = 0,02×125 мм

Значения модуля лежат в диапазоне от 1,0 мм до 3,0 мм. Выбираемые в соответствии со стандартом, одно из значений таблицы

mn = 2,5 мм

в) Ширина венца колеса и шестерни

Определяем рабочую ширину венца колеса:
b2 = yBA×Aw (4.2.12)
Рассчитываем

b2 = yBA×Aw = 0,4×125 = 50 мм
Выбираем рабочую ширину венца колеса из ряд предпочтительных линейных размеров
b2 = 50 мм
Рабочая ширина шестерни определяется соотношением
b1 = b2 + (2 - 5) = 50+5 = 55 мм (4.2.13)
В соответствии со стандартами числовых значений таблицы, выбираем из полученного диапазона следующее значение для рабочей ши­рины шестерни

b1 = 50 мм
г) Число зубьев шестерни и колеса
Aw = mn×(Z1+Z2) / (2×cos(b)) (4.2.14)

ZS = Z1+Z2 = 2Aw . cosb / mn
Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0о

Вычислим ZS (сумарное число зубьев)
ZS = Aw×2×cos(b)/mn = 125×2×1 / 2.5 = 100 (4.2.15)

Определим Z1 и Z2 из соотношения U12=Z2/Z1
cos(b)=1

Z2 = U12× Z1 =>U12= Z2/Z1 = 80/20 = 4

Zl = 20 - число зубьев шестерни

Z2 = 80 - число зубьев колеса
д) Делительные диаметры колеса и шестерни

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам:
d1 = Z1×mn/cos(b) (4.2.16)

d2 = Z2×mn/cos(b) (4.2.17)

d1 = 20×2.5/1 = 50 мм

d2 = 80×2.5/1 = 200 мм
Осуществим проверку правильности полученных результатов

Aw = (d1 +d2)/2 (4.2.18)

Aw = (50+200)/2 = 125 мм
Точность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.

Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения

Диаметр вершин зубьев
шестерни dA1=d1+2×mn =50+2×2.5 = 55мм (4.2.19)

колеса dA2=d2+2×mn =200+2×2.5 = 205 мм (4.2.20)

Диаметр впадин зубьев

шестерни dF1=d1 –2,5×mn =50-2,5×2.5 = 43.75 мм (4.2.21)

колеса :dF2=d2 –2,5×mn =200-2,5×2.5 = 193.75 мм (4.2.22)

е)Степень точности передачи

определяем окружную скорость колес по формуле
V = p×dl×nl/60×103 (4.2.23)

V = 3,14×50×240/60×103 = 0,628 м/с
Согласно табл. выбираем требуемую точности передачи

степень точности передачи Ст-9
^ 4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи
а) Расчет на контактную выносливость

Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH £ [sH], согласно рекомендациям табл.

Для цилиндрических передач
(н/мм2) (4.3.1)
ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)

ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)

ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)

WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

U12 - передаточное число (см. п, 3)

dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент ZH определим из таблицы, угол наклона линии зуба b=0o
ZH = 1,76
Коэффициент Ze определим из таблицы
ZE = 0,90
Коэффициент ZМ определим из таблицы
ZМ=274

1.Коэффициент торцового перекрытия
Ea = [1,88 - 3,2 ×(1/Z1 ± 1/Z2)] cos(b)= [1,88 - 3,2 ×(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)
2.Коэффициент осевого перекрытия
Eв = b2×sin(b)/(mn) = 50×0/2 = 0 (4.3.3)
Определим удельную расчетную окружную силу WHT :
WHT = 2×T1×KHa ×K.KHV /(d1 ×bw) =2·82050.4·1,16·1,04·1,2/(50·50) = 47,513 H/мм (4.3.4)
Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)

K - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

K - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )

KHV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)

d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)

bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент K определим из таблицы:

Окружная скорость = 2,985 м/с

Степень точности = 9

Коэффициенты KHA=1,16

KHB=1,04

Коэффициент Кнv определим из таблицы

Твердость поверхности зубьев < 350 HB

Колеса цилиндрические

Коэффициенты KHV=1,2

KFV=1,5
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

По формуле (4.3.1) рассчитываем
Проверяем условие sH < [s'H]

Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.

б) Расчет на выносливость при изгибе

Выполним проверочный расчет по условиям: sF £ [sF], согласно рекомендациям табл.

Для цилиндрических передач
sF = YF1×YB×WFT/m < [sF] (4.3.5)
YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)

YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)

WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

m - модуль зуба (см. п. 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент YF определим по таблице;

1. Эквивалентное число зубьев:

ZV = Z/cos3(b) (4.3.6)

ZV = 80/13 = 80 - для колеса

ZV = 20/13 = 20 - для шестерни
Шестерня

ZV = 20

YF = 4,08
Колесо

ZV = 80

YF = 3,61
Коэффициент YB определим из таблицы

Угол наклона зуба b = 0o

YB = 1

Определим удельную расчетную окружную силу WFT
WFT = 2×T1×K×K×KFV/d1×bw = 2·82050.4·1·1,15·1,28/(50·50) = 96,622 Н/мм2 (4.3.7)
KFB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)

KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)

По формуле (4.3.5) рассчитываем sF

Колесо
sF = 4,08·1·96,622 /2 = 197,109 H/мм2
Шестерня
sF = 3,61·1·96,622 /2 = 174,403 H/мм2
Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.
^ 4.4 Расчет диаметров валов редуктора
Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

(4.4.1)
T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (Н×мм)

[tk]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл
[tk] = (10 - 15) Н/мм2
а) быстроходный вал

Шестерню выполняем заодно с валом

1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)

[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1)
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
d1=30.129

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 32 мм
Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 = (0,8 - 1,2) ×dэ

Исполнение 112МА8/709

Мощность 2,062 кВт

Асинхронная частота вращения 240 об/мин

Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 32 мм

  1. Диаметр вала под подшипник

Принимаем d1п = 34 мм

  1. диаметр буртика подшипника


d1бп = d1п+3.r = 40 мм
б) Тихоходный вал

1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)
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
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1)
d2=47,83

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 48 мм


  1. Диаметр вала под подшипник

Принимаем d2п = 50 мм

  1. диаметр буртика подшипника

d2бп = d1п+3.r = 56 мм
4) Диаметр посадочного места колеса

Принимаем dк= 56 мм

5)Диаметр буртика колеса
dбк = dk+3f = 59 мм
Высота буртика t=(1.5…5) мм, приняли t=2.5мм.

Диаметр вала под подшипник d2п = d = 50 мм.

dm = 45 мм.

Схема ведомого вала
^ 4.5 Выбор подшипников и расчет их на долговечность
а) Предварительный выбор

По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу

1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :

обозначение 210

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=35100 Н

СO = 19800 Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=50 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=90 мм

ширина подшипника, Т =20 мм
2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :

обозначение 207

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=25500Н

СO = 13700Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=35 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=72 мм

ширина подшипника, Т =17 мм

б)Построение эпюр моментов быстроходного вала



в)Построение эпюр моментов тихооходного вала


г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)

1) Силы действующие в зацеплении

Окружная составляющая
Ft = 2×T1 /d1 = 2×82050,4/50 = 3282,016 Н (4.6.1)
T1 - крутящий момент на ведущем валу , (Н×мм)

d1 - делительный диаметр шестерни ,(мм)

Радиальная составляющая
Fr = Ft×(tg(a) /cos(b)) =1194,55 Н (4.6.2)
Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие
FA = Ft ×tg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н (4.6.3)
Реакции в опорах:

в плоскости XZ
Rrx1 = Rx2 = Ft/2


в плоскости YZ

Рассчитаем
Rrx1 = Rx2 =3282,016 /2=1641,008 Н

Ry1 = Ry2= 597,275 Н
Определяем суммарные радиальные реакции

(4.6.6)

Pr1 = Pr2 =1746,32 H
Осевые нагрузки для быстроходного вала :
S=0,83.e.Fr= 0,83×0,36×1194,55 = 356,93 H (4.6.7)
В соответствии с таблицей осевые нагрузки:
FaI = S=356,93 H

FaII = S + Fa=356,93 +0 = 356,93 H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3)
Рэ = V × Fr × Кб . Kt = 1×1194,55 ×1,2 . 1 = 1433,46 H (4.6.8)
V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

Кб – коэффициент нагрузки

Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент

Kt=1

2) Расчет на долговечность

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.)):
Lh=106×(C/ Рэ)p /60×n (4.6.9)
С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33

n - частота вращения; об/мин

Рассчитываем роликоподшипник

Lh = 106× (25500/1433)3,33/60 ×240 = 1011850,8 ч

Lh = 1011850,8 > 61320 (заданный срок службы)

Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)

  1. Реакции в опорах




  1. Ft = 2×T2 /d2 = 2.328201,67/200 = 3282,02 Н


Т2 - крутящий момент на ведомом валу , (Н×мм)

d2 - делительный диаметр колеса ,(мм)
Радиальная составляющая
Fr = Ft×(tg(a) /cos(b)) =1194.56 Н
Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

FA = Ft ×tg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н
Реакции в опорах:

в плоскости XZ
Rrx1 = Rx2 = Ft/2


в плоскости YZ

Рассчитаем
Rrx1 = Rx2 =3282.02 /2=1641.01 Н

Ry1 = Ry2= 597.28 Н
Определяем суммарные радиальные реакции


Pr1 = Pr2 =1746.33 H
Осевые нагрузки для тихоходного вала :
S=e.Fr= 0,36×1194.56 = 430.04 H
В соответствии с таблицей, осевые нагрузки:
FaI = S=430.04 H

FaII = S + Fa=430.04 +0 = 430.04 H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3)
Рэ = V × Fr × Кб . Kt = 1×1194.56×1,2 . 1 = 1433.47 H

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

Кб – коэффициент нагрузки Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент Kt=1

2) Расчет на долговечность

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.)):
Lh=106×(C/ Рэ)p /60×n (4.6.9)
С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3

n - частота вращения; об/мин

Рассчитываем

шарикоподшипник
Lh=106×(C/ Рэ)p /60×n = 106×(35100/1433.47)3/60×60 =4078054.48 ч

Lh = 4078054.48 > 61320 (заданный срок службы)
Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН




d

D

B

r

Cr

C0r

210

207

50

35

90

72

20

17

2

2

35,1

25,5

19,8

13,7





Схема радиального однорядного шарикового подшипника.

^ 5 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Конструирование узлов и деталей машин» 1998г.

2 Интернет





Скачать файл (711.1 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации