Эскизная компоновка редуктора

 

Содержание

 

1. Задание на проектирование…………………………………………………………………………………………………3
2. Кинематический расчет. Выбор электродвигателя…………………………………………………………...4
3. Расчет цилиндрической передачи……………………………………………………………………………………….6
4. Эскизная компоновка редуктора………………………………………………………………………………………..16
5. Расчет валов …………………………………………………………………………………………………………………………17
6. Выбор подшипников качения………………………………………………………………………………………….…25

 

Список использованных источников………………………………………………………………………………………………..27

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Кинематический расчет привода.

Выбор электродвигателя

1. Определяем частоту вращения приводного вала, мин-1

где: D – диаметр барабана, D=450 мм

 

2. Определяем мощность на приводном валу, кВт

где: Ft – нагрузка,  Ft=2 кН

3. Определяем КПД привода

где: - КПД муфты, =0,98; – КПД цилиндрической передачи, =0,98; – КПД цепной передачи, ; - КПД подшипников качения,

4. Определяем требуемую мощность электродвигателя, кВт

5. Выбираем электродвигатель

nэI=1500 – 4A90L4Y3

nэII=1000 – 4A100L6Y3

6. Определяем передаточное отношение привода

7. Назначаем передаточное отношение цепной передачи

8. Определяем передаточное отношение редуктора

9. Определяем передаточное отношение тихоходной и быстроходной ступеней

10. Определяем основные параметры валов

Таблица 1

№	P, кВт	n, мин-1	T, (Н*м)
1
2
3
4
5

2. Расчет цилиндрической передачи
1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

Ст 45

         

2. Определение допускаемых напряжений

Для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности SH=1.1 предел контактной выносливости поверхности зубьев шестерни

Базовое число циклов перемены напряжений равно: для зубьев шестерни (НВ3 =240) NHO3= 13,5 млн. циклов; для зубьев колеса (НВ2=200) NНО2 = 10 млн. циклов.

Суммарное число часов работы передачи равно

где Kсут – коэффициенты суточной загрузки, Kсут=0,3;  Kгод – коэффициенты годовой загрузки, Kгод=0,4

Суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни млн. циклов, для колеса млн. циклов. Так как нагрузка постоянная, то эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE= NΣ ,т.е NHE3= NΣ3 =354 млн циклов; NHE4= NΣ4 =88,7 млн. циклов. Как для шестерни, так и для колеса NHE / NHО > 1, т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем: КHL3 = 1 и КHL4 = 1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи будут равны: .

-у шестерни

-у колеса

 

Для рассматриваемой косозубой передачи условное допускаемое контактное напряжение

3. Допускаемые напряжения изгиба

Для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности SF=1,75, предел выносливости при изгибе

- зубьев шестерни  МПа;

-зубьев колеса МПа.

Так как нагрузка постоянная, то NFE3= NΣ3 =354 млн циклов; NHE4= NΣ4 =88.7 млн циклов. Как для шестерни, так и для колеса NFE > NFO = 4 ·106, т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем К FL3 = 1 и   КFL2 = 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны:

- для шестерни

 

-для колеса

4. Предварительный выбор угла наклона зуба

Принимаем β = 80

5. Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

Для наших условий (твердость поверхностей зубьев меньше 350 НВ, несимметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем Ψbd= 0,8.

6. Определение предварительного значения начального диаметра шестерни

Для передачи 3 при Ψbd= 0,6 и твердости зубьев меньше 350 НВ выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца КHβ= 1,08. Тогда начальный диаметр шестерни будет равен

7. Определение нормального модуля передачи

m =0,0075*(u+ 1)*dw3=0,0075*(4 + 1)*52.9=1.92 мм.

Примем из первого ряда стандартное значение модуля 2 мм.

8. Определение межосевого расстояния передачи

Примем согласно рекомендациям aw= 140 мм.

9. Суммарное число зубьев

Примем = 140.

10. Числа зубьев шестерни и колеса

Примем Z3 = 28

Тогда

 

11. Фактическое значение передаточного числа

12. Действительный угол наклона зубьев

13. Определение размеров зубчатых колес

Начальные диаметры:

Условие выполнено

Так как передача без смещения, то диаметры делительных окружностей будут равны начальным, т.е.

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

Ширина венца колеса

Примем bw4 = 35 мм.

Ширина венца шестерни bw3= bw4+2...4 мм=35+2=37 мм.

Рабочая ширина зубчатого венца bw=bw4=35 мм.

14. Определение окружной скорости зубчатых колес

15. Выбор степени точности зубчатых колес

Для косозубой передачи при V = 1,11 м/с принимаем 9-ю степень точности.

16. Расчет на контактную выносливость

Формула проверочного расчета

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев,

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес,

Коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

Окружная сила в зацеплении

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, КHβ=1,01.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, δH = 0,002.

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, go=73.

Удельная окружная динамическая сила

 

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

Удельная расчетная окружная сила

Действительное контактное напряжение

что меньше допускаемого [σн]=417,3 МПа.

17. Расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа зубьев

Коэффициенты формы зуба YF3 =3.80; YF4 = 3.62.

Находим соотношения и .

Делаем вывод, что слабым звеном по напряжениям изгиба является колесо, для которого и про ведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

Условие прочности зуба, колеса по напряжениям изгиба

Коэффициент, учитывающий наклон зуба,

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, КFβ=1,09, Коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи, δF=0,006.

Удельная окружная динамическая сила

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

 

 Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

Удельная расчетная окружная сила

Действительное напряжение изгиба

что меньше допускаемого значения [σF4] = 205,7 МПа.

Проверочные расчеты показали, что контактная и изгибная прочности соблюдаются.

18. Определение усилий в зацеплении

Окружная сила

Радикальная сила

Осевая сила

3. Расчет цепной передачи
1. Выбор числа зубьев звездочек

U = 3 принимаем Z4 = 30. Тогда

                                                        Z5 = Z4 *U = 30 * 3 =90

2. Определение коэффициента эксплуатации

Для заданных условий Кд = 1; КН = 1; Кр= 1,25; Кс= 1,25; Кп= 1. Тогда

                                   Кэ = Кд* Кн* Кр*КС*Кп = 1*1*1*1,25*1,25*1 = 1,56

3. Выбор шага цепи

Принимаем минимальный шаг  t = 12,7 мм.

4. Определение окружной скорости цепи

5. Определение окружной силы в передаче

6. Определение ширины цепи

Так как полученная ширина значительно превышает минимальную для шага t = 12,7 мм ширину, принимаем с учетом рекомендации шаг t = 15.875 мм и производим перерасчет.

Окружная скорость цепи

Окружная сила в передаче

Ширина цепи

Примем ближайшее большее значение ширины цепи Ь = 70 мм.

Условное обозначение принятой цепи:

Цепь ПЗ-2-15,875-91-70 ГОСТ 13552-81

Здесь 91 - разрушающая нагрузка в кН.

7. Определение межосевого расстояния

8. Определение числа звеньев и длины цепи

Число звеньев цепи

Пример Lt = 142

Длина цепи

 

9. Уточнение межосевого расстояния

10. Определение давления на вал от натяжения цепи

11. Определение диаметров звездочек

Диаметры делительной окружности:

Диаметры наружной окружности:

4. Расчет валов на статическую прочность и жесткость
1. Предварительное определение диаметра вала

Примем dср=38 мм

2. Разработка эскизной компоновки вала в редукторе

Примем δ=7 мм

3. Определяем направления сил, действующих на вал
4. Определяем реакции в опорах и изгибающие моменты, действующие в основных сечениях вала

 Так  как силы на вал действуют  в двух взаимно-перпендикулярных  плоскостях, то определение реакций  в опорах и изгибающих моментов будем вести отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Строим расчетную схему промежуточного вала

 

 

1. Горизонтальная плоскость

2. Вертикальная плоскость

5. Определяем суммарный изгибающий момент в характерных сечениях вала

Расчет показывает, что опасным сечением является сечение II, так как в нем действует наибольший изгибающий момент.

6. Строим эпюру крутящего момента

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Определяем приведенный момент в опасном сечении:

1. Выбираем материал вала и допускаемое напряжение.

Принимаем сталь 5 с термообработкой нормализацией. Допускаемое напряжение изгиба для этого материала = 50.. .60 МПа. Примем для расчета =55МПа, предел прочности =570 МПа.

2. Определяем диаметр вала в опасном сечении:

Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении диаметр на 5%. Тогда

По стандартному ряду принимаем d= 40 мм – диаметр цапф

d= 50 мм

1. Расчет на выносливость
1. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям.

Предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям:

Эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для вала со шпоночной канавкой 

Масштабный фактор

Амплитуда колебаний симметричного цикла при изгибе:

где

Размеры шпоночного паза выбраны в зависимости от диаметра вала.

Тогда

Коэффициент приведения

Среднее напряжение цикла при изгибе при действии осевой силы:

Отсюда

1. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности касательным напряжением.

Амплитуда и среднее напряжение цикла напряжений кручения.

где

отсюда:

Коэффициент приведения

Тогда

2. Определяем общий коэффициент запаса усталостной прочности:

Следовательно, запас усталостной прочности нормальный.

2. Выбираем шпоночное соединение.

b=14

h=9

L=36 -160

Оставляем призматическую шпонку.

3. Выбор подшипников качения
1. Определяем нагрузки, действующие на подшипники

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник А:

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник В:

Осевая нагрузка на подшипник

Наиболее нагруженной является опора В, по которой и будем проводить выбор подшипников.

1. Выбираем тип подшипника качения.

Поскольку осевая нагрузка на подшипник незначительна, пронимаем радиальный однорядный шарикоподшипник.

2. Производим предварительный выбор типоразмера подшипника.

Учитывая диаметр цапфы вала d = 40 мм выбираем радиальный шарикоподшипник легкой серии №208, у которого d = 40 мм;

D = 80 мм; В = 18 мм; С = 32000 Н; СО = 17800 Н.

3. Определяем требуемую долговечность подшипника.

Lтp=24*Ксут*365*Кгод*Т=24*0,3*3б5*0,4*15=15768 ч.

4. Определяем расчетную долговечность выбранного подшипника.

V=1; KБ=1,3; KT=1; x=1; y=0

Расчетная долговечность выбранного подшипника:

Расчет показал, что выбранный нами подшипник № 208 не обеспечивает требуемую долговечность. Поэтому прнннмаем подшипник из средней серии № 308, У которого d = 40 мм; D =90 мм; В = 23 мм; С = 41000 Н; Со = 22400 Н.

Производим перерасчет:

 

Так как в этом случае , подшипник №308 подходит.

2. Выбор стандартной муфты

Тр=Кр*Т<[T]

Kр=1,5

Тр=1,5*14=21 Нм

Выберем упругую втулочно – пальцевую с допускаемым крутящим моментом 125 Нм, диаметр посадочного отверстия d=28 мм, тип ГОСТ 212424-93

3. Выбор масла

Принимаем И 70А так как v<5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список использованных источников

1. Решетов Д. Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989. – 496с.
2. Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д. Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1979. – 367с.
3. Цехнович Л. Н., Петриченко И. Н. Атлас конструкций редукторов. – Киев: Высшая школа, 1990. – 150с.
4. Проектирование механический передач/ С. А. Чернавский, Г. А. Слесарев, Б. С. Козинцев и др. – М.: Машиностроение, 1984. – 560с.
5. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1990. – 339с.
6. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя: Методические указания / Сост. П. Д. Кашников. – Омск: СибАДИ, 1986. – 24с.
7. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность: Методические указания / Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ, 2004. – 28с.
8. Расчет валов на прочность и жесткость: Методические указания / Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ, 2003. – 40с.
9. Выбор подшипников качения: Методические указания / Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ, 1984. – 21с.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

 

Кафедра «Прикладная механика»

 

 

 

 

 

 

МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД

 

Пояснительная записка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Омск, 2012