Сборка редуктора

Содержание

1. Кинематический и энергетический расчеты механизма……..………….3
1. Исходные данные……………………………………………………….3
2. Приведение исходных данных к и ……………......…….…..3
3. Выбор двигателя…………………………….............................…….…4
4. Определяем передаточное число привода…………………………….5
5. Энергетический расчет………………………………..…………..……5
2. Расчет быстроходной цилиндрической зубчатой передачи……………..7
1. Исходные данные……………………………………………………….7
2. Выбор материала……………………………………………….……….7
3. Определяем допускаемые напряжения……………………..…………8
4. Определение межосевого расстояния………………………………..10
5. Определение модуля……………………………………………….….11
6. Геометрический расчет……………………………………….……….11
7. Проверка по контактным напряжениям………………………...……13
8. Определение сил действующих в зацепление……………………….14
9. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба……….14
10. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки………………………………………………………………..15
11. Расчет на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки………………………………………………………….…….16
12. Графическая часть……………………………………………………..16
3. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи………………18
1. Исходные данные………………………………………..........……….18
2. Выбор материала………………………………………………………18
3. Определяем допускаемые напряжения………………………………19
4. Определение межосевого расстояния………………………………..21
5. Определение модуля…………………………………………………..22
6. Геометрический расчет………………………………………………..22
7. Проверка по контактным напряжениям……………………...………23
8. Определение сил действующих в зацепление…………….…………24
9. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба….........25
10. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки…………………………………………………………..……26
11. Расчет на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки………………………………………………………..………26
12. Графическая часть……………………………………….…………….26

 

4. Расчет  цепной передачи……………………………...………………..…29
5. Выбор подшипников……………………………………………………..33
6. Выбор посадок………………………………………………….…………33
7. Выбор сорта масла……………………………………………..…………33
8. Выбор муфты…………………………………………………..………….34
9. Проверка прочности шпоночных соединений……………………….…35
10. Проверка долговечности подшипников…………...…………………….36
11. Уточненный расчет валов……………………….........................………..37
12. Сборка редуктора……………………………...………………………….42
13. Список используемой литературы………...…………………………….43

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Кинематический  и энергетический расчеты механизма.

 

1. Исходные  данные.

 

Тяговая сила на барабане             

Диаметр приводного барабана     

Скорость  перемещения ленты      

Кинематическая  схема указана на рисунке 1.1 

 

Рисунок 1.1 

2. Приведение  исходных данных к  и .

 

Вычислим  скорость вращения барабана конвейера.

                                              (1.1) 
 
 

Частота вращения барабана будет равна

  об/мин                           (1.2)

Мощность для  приведения конвейера в движение будет равна

 кВт                                     (1.3) 

3. Выбор двигателя.

 

Определение КПД привода

                    (1.4)

Определение ориентировочного передаточного числа  привода.

                                          (1.5)

Определение мощности на входе

  кВт                                                            (1.6)

Определение ориентировочной частоты вращения на входе.

  об/мин                           (1.7)

Выбор двигателя.

              Выбираем электродвигатель асинхронный  серии 4А, исполнение закрытое обдуваемое – 132М8, имеющий характеристики:

                   , ,   =1.8,  750 об/мин

 об/мин                         (1.8) 
 
 
 

4. Определяем  передаточное число  привода.

 

                                                                  (1.9)

               Передаточное число цепной передачи берем равное 1.5, тогда передаточное число редуктора равно:

                                                                 (1.10)

           Проводим разбивку полученного передаточного числа редуктора на ступени.

                                    (1.11)

                                                             (1.12)

            Подбираем стандартные передаточные числа, чтобы их произведение было близким к найденному , погрешность не должна превышать 4%.

                                                                                       (1.13) 

              Стандартное передаточное число  редуктора равно:

                                                 (1.14)

              Вычислим относительную погрешность

                  (1.15)

             Рассчитанная погрешность меньше допускаемой. 

5. Энергетический  расчет.

 

Определим частоты  вращения всех валов

  об/мин                                                           (1.16) 

  об/мин                                             (1.17)

  об/мин                                              (1.18)

  об/мин                                              (1.19)

  Определим угловые скорости всех валов

                                                                                            (1.20)

                     Получим:

                            

                              

                 Определяем мощности на валах:

Вт                       (1.21)

  Вт                  (1.22)

  Вт                   (1.23)

Вт                    (1.24)

                Определяем крутящие моменты  на валах:

  Нм                                                                        (1.25)

 Нм                                                                   (1.26)

 Нм                                                                       (1.27)

 Нм                                                                      (1.28) 
 
 
 

2. Расчет  быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.

 

1. Исходные  данные.

 

Передаточное  число:

    

Угловые скорости валов:

                           

Частоты вращения валов:

  об/мин               об/мин  

Крутящие моменты  на шестерне и колесе:  

             Нм                          Нм          

              График нагрузки:

                              

                              

                                   

               Годовой коэффициент:            

                Суточный коэффициент:                                         

                Срок службы:                         лет. 

2. Выбор материала.

 

             Для колеса выбираем сталь  40Х с улучшением до HB 243-271, для  шестерни сталь 40Х с закалкой  ТВЧ до HRC 50-54. 
 
 

3. Определяем  допускаемые напряжения.

 

Допускаемые касательные напряжения определяются по формуле:

                                                                          (2.1)

где:  предел контактной выносливости поверхности зуба.

            МПа

            МПа

          коэффициент безопасности.

           коэффициент долговечности.

Полный срок службы передачи:

  ч  (2.2)

Эквивалентное число циклов нагружения:

                                                                 (2.3)

             Для шестерни: 

              Для колеса: 

          По графику находим базовые циклы нагружения: 
 
 
 
 
 

         Коэффициенты долговечности, т.к в обоих случаях больше, принимаем равными единице:

                                              (2.4)

                                                              (2.5)

          Допускаемые контактные напряжения будут равны: 
 

         Для передачи:

         (2.6)

                                   (2.7)

         Принимаем   .           

          Допускаемые напряжения на изгиб.

                                                                                    (2.8)

             где:   предел выносливости на изгиб.

            МПа

             МПа

         

Эквивалентное число циклов нагружения:

                                                                 (2.9)

         Для шестерни: 
 
 

         Для колеса: 

           Базовые числа циклов для шестерни и колеса принимаем равными: 

         принимаем равным 1, тогда имеем: 
 

           Допускаемые контактные напряжения при действии максимальных нагрузок:

  МПа                               (2.10)

  МПа                               (2.11)

             Для передачи выбираем: МПа

            Допускаемые напряжения изгиба при действии максимальных нагрузок:

             МПа                              (2.12)

   МПа                         (2.13) 

              Для передачи выбираем: МПа 
 
 

4. Определение межосевого расстояния:

 

                                           (2.14)

Где:   

                         0 Мпа

                         

                         

                         

                                                          (2.15) 

             Получим: 
 

            По ГОСТ 2185-66 принимаем стандартное значение  
 

5. Определение модуля.

 

Нормальный  модуль зацепления выбираем по следующей  рекомендации:

                       (2.16)

По ГОСТ 9663-60 принимаем:      m=1.5. 

6. Геометрический  расчет.

 

     Задаемся  ориентировочным углом наклона  зубьев β для раздвоенной ступени β=10⁰.

     Определим числа зубьев шестерни и колеса:

                          (2,17)

     Принимаем z₁=23, тогда z₂ =z₁*U=23*3.55=81,65. Принимаем z₂ =82.

     (2,18) 

     Найдем  делительные диаметры колёс по формулам

,                       (2,20)

.                      (2,21)

     Проверим  значение межосевого расстояния по формуле

                _(2,22)

      Найдем  диаметры вершин зубьев

d_a1=d₁+2_*m=35.05+2_*1,5=38,05 (мм),                           (2,23)

d_a2=d₂+2_*m=124.95+2_*1,5=127,95 (мм).                         (2,24)

      Найдем  диаметры впадин зубьев

D_f1=d₁-2,5_*m=35.05-2,5_*1,5=31,3 (мм),                           (2,25)

d_f2=d₂-2,5_*m=124.95-2,5_*1,5=121,2 (мм).                         (2,26)

      Определим ширину колеса b₂ и шестерни b₁:

b₂=a_W*ψ_ba=80_*0,315=25.2 (мм), Принимаем b₂=30мм             (2,27)

b₁=b₂+5=35.0 (мм).                                        (2,28)

V=0.5*35.05*75.282*10^-3=1.319                              (2,29)

Ψ_bd=b/d=30/35.05=0.856                                     (2,30) 
 
 
 
 
 

7. Проверка  по контактным напряжениям.

 

Для проверочного расчета служит формула:

                                                      (2.31)

Где: 

          коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

          коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

          динамический коэффициент.

Получим:      

Напряжение превышает  допустимое, следовательно увеличиваем  

     Тогда:    ψ_bd=b/d=50/35.05=1,43

                              (табл. 3.4 стр. 39)

                             (табл. 3.5 стр. 39)

                              ,0 
 

     Условие выполняется. 

8. Определение сил действующих в зацепление.

 

Окружная:

                                                       (2.33)

Радиальная:

                                   (2.34)

Осевая:

                                  (2.35) 

9. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.

 

Для проверочного расчета служит формула:

                                                           (2.36)

Где:

коэффициент нагрузки.

Определяем:    

Тогда:

коэффициент, учитывающий форму  зуба, зависит от эквивалентного числа  зубьев.

Для шестерни:

                                        (2.37)

Для колеса:

,                               (2.38) 
 

Определяем  коэффициенты и

                                                     (2.39)

                                                   (2.40)

Так как , то определяется по формуле:

                                                                (2.41)

            При учебном проектировании принимаем и 8-ю степень точности, тогда

             Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение   меньше, определим это отношение:

Для шестерни:  

Для колеса:  

Проверку на изгиб проводим для колеса. 

Условие прочности  выполнено. 

10. Расчет  на контактную прочность  при действии максимальной нагрузки.

 

                                          (2.42) 

Условие прочности  выполнено. 
 

11. Расчет  на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки.

 

                                                 (2.43) 

Условие прочности  выполнено. 

12. Графическая часть.

 

Определяем  ориентировочное значение диаметра валов.

                                                                               (2.44)

Где:    момент на валу.

           допускаемые напряжения на кручение, принимаем        равными 20 МПа.

Под шестерню: 

Принимаем стандартное  значение

Под колесо: 

Принимаем стандартное  значение

               
 
 

          Определим диаметр ступицы колеса: 

           (2,46)

      Определим толщину ступицы:

.                 (2,47)

      Определим длину ступицы:

.             (2,48)

          Определим толщину обода зубчатого  колеса: