• RU
  • icon На проверке: 16
Меню

Расчет редуктора (24 схема)

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет редуктора (24 схема)

Состав проекта

icon
icon Чертеж(вид сверху).cdw.bak
icon редуктор(вид 1).cdw
icon вал-шестерня.cdw
icon колесо быстроходное.cdw.bak
icon Чертеж(вид сверху).cdw.bak.bak
icon Чертеж(вид сбоку).cdw.bak
icon Чертеж(вид сбоку).cdw
icon Чертеж(вид сверху).cdw
icon Спецификация редуктор.spw.bak
icon Эл.двигатель.cdw
icon вал-шестерня.cdw.bak
icon колесо быстроходное.cdw
icon Эл.двигатель.cdw.bak
icon !!!_Пояснительная записка.doc
icon Спецификация редуктор.spw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon редуктор(вид 1).cdw

редуктор(вид 1).cdw

icon вал-шестерня.cdw

вал-шестерня.cdw
Сталь 35ХН ГОСТ 4543-81
Общие допуски по ГОСТ 30893.1: Н14;
* Размер обеспечить инструментом.
Коэффициент смещения

icon Чертеж(вид сбоку).cdw

Чертеж(вид сбоку).cdw
Техническая характеристика:
Частота вращения быстроходного вала
Передаточное отношение
Режим работы по ГОСТ 21354-87
Технические требования
Необаботанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой красной краской.
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика УТ-34
ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
В корпус редуктора залить масло И-Г-А-32 в объеме 6
* Размер для справок.

icon Чертеж(вид сверху).cdw

Чертеж(вид сверху).cdw

icon Эл.двигатель.cdw

Эл.двигатель.cdw

icon колесо быстроходное.cdw

колесо быстроходное.cdw
Сталь40Х ГОСТ4543-81
*Размер обеспечить инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.1: Н14;
Неуказанный радиусы штамповки 3 5мм
Острые кромки по контурам Б притупить фаской 1
Коэффициент смещения

icon !!!_Пояснительная записка.doc

ПОДГОТОВКА ДАННЫХ ДЛЯ ВВОДА В ЭВМ7
ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО ВАРИАНТА КОНСТРУКЦИИ9
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА12
СТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЕДУКТОРА13
1 Определение моментов в зубчатых колесах.13
2 Определение усилий в зацеплении13
3 Определение реакций опор14
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ17
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ18
1 Выбор материала и термообработка зубчатых колес18
1.1 Допускаемые контактные напряжения19
1.2 Допускаемые изгибные напряжения21
2 Проверочный расчет тихоходной ступени на прочность22
2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям22
2.2 Проверка зубьев колес по напряжений изгиба23
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ25
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ28
1 Проверка подбора и определение ресурса подшипников промежуточноговала28
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 35
Рисунок 2. Схема редуктора №24.
Привод грузоподъемной машины состоит из электродвигателя редуктора муфты каната. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.
При помощи муфты передаётся вращающий момент от электродвигателя на быстроходную ступень редуктора. Редуктор повышает вращающий момент который мы получаем на выходе при этом приводится в движение лебедка Выходной клнец вала соединен с лебедкой при помощи муфты. Лебедка состоит из каната навиваемого на барабан. С помощью нее мы можем поднимать и перемещать различные грузы.
Рисунок 1. Схема привода.
ПОДГОТОВКА ДАННЫХ ДЛЯ ВВОДА В ЭВМ
Диаметр барабана предварительно назначим из условия:
е = 16 где е – коэффициент установленный Госгортехнадзором для режима работы 3;
где Fk – усилие в канате;
тогда Dб=92×(16-1)=138 (мм)
полученное значение округляем в большую сторону до целого следовательно Dб=140(мм).
Определим частоту вращения барабана:
Рассчитаем КПД по формуле:
Где = 099 – КПД подшипника;
=097 2·099 3·1 = 0922;
= 097 – КПД зубчатого зацепления;
= 1 – КПД уплотнения;
=09· 099· 0922· 1 2 = 0822.
Определим мощность привода:
Передаточное отношение редуктора:
где nдвиг – частота вращения электродвигателя;
nбар – частота вращения барабана.
Определим оптимальное передаточное отношение редуктора для этого составим таблицу.
Таблица №1. Частоты вращение электродвигателя.
Асинхронный трехфазный на 380В
Выбираем из этой таблицы следующие значения:
По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 132S6960:
Мощностью P=517 кВт и частотой вращения n=1440 обмин.
Определим крутящий момент на барабане:
Определим крутящий момент на зубчатом колесе тихоходной передачи:
Примем T2T=675 (Hм).
Определим эквивалентное время работы:
Эквивалентное время работы зависит от режима работы и срока службы.
Н = 0125- по таблице 8.10[3];
LHE = Lh· Н = 10000·0125 = 1250 часов.
ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО ВАРИАНТА КОНСТРУКЦИИ
Произведем расчет всех 4 вариантов компоновки редуктора с целью нахождения наиболее оптимального из них.
Рисунок 3 - Схема редуктора
Данный вид расчета осуществляется по следующим формулам:
B = bwБ + bwТ + 3×a;
L = 05×(da1Б + da2Т) + awБ + awТ ;
где – коэффициент пропорциональности для стальных зубчатых колес можно принять равным 612 кгдм3
А- высота редуктора;
В- ширина редуктора;
V – объем корпуса редуктора;
bwТ – ширина венца тихоходной ступени;
bwБ – ширина венца Быстроходной ступени;
da1Б – диаметр шестерни быстроходной ступени;
da2Б – диаметр колеса быстроходной ступени;
da1Т – диаметр шестерни тихоходной ступени
da2Т – диаметр колеса тихоходной ступени;
aw – межосевое расстояние в быстроходной и тихоходной ступеней;
Е-расстояние между быстроходной и тихоходной ступенями;
a – зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (одно значение для всех вариантов).
da2Б=dw2Б+2*mn=258.46+2*3=264.46 мм
da2Т=dw2Т+2*mn=26769+2*3=273.69 мм
L = 05×(da1Б + da2Т) + aw =05·(26446 +27369)+160=429075 (мм);
E=3*a+40=3*10.542+40=71.627 (мм);
Поскольку значения L a и Е в дальнейшем не будут иметь сильных отличии примем полученные значения L a и E для остальных вариантов.
B = 2*a+E+bwБ + bwТ = 2*10.542+71.627+13.4+65.4=171511 (мм);
C=a+a+aw+ (da2Т2)+ (da2Б2)=
=10542+10542+160+(273692)+(264462)=450159(мм)
V = A×B×С=(3264×171511×450159)*10-6=252 (л);
da2Б=dw2Б+2*mn=246.15+2*25=251.15 мм
da2Т=dw2Т+2*mn=24615+2*25=25115 мм
B = 2*a+E+bwБ + bwТ = 2*10.542+71.627+166+679=177211 (мм);
=10542+10542+150+(251.152)+(251.152)=422.234(мм)
V = A×B×С=(303.86×177.211×422.234159)*10-6=22.736 (л);
da2Б=dw2Б+2*mn=25128+2.25=256.28 мм
da2Т=dw2Т+2*mn=26769+2.25=24603 мм
B = 2*a+E+bwБ + bwТ = 2*10.542+71.627+20+636=176311 (мм);
=10542+10542+150+(256282)+(246032)=422239(мм)
V = A×B×С=(30899×176311×422239)*10-6=23003 (л);
da2Б=dw2Б+2*mn=25641+2*25=26141 мм
da2Т=dw2Т+2*mn=23590+2*25=24090 мм
B = 2*a+E+bwБ + bwТ = 2*10.542+71.627+248+608=178311 (мм);
=10542+10542+150+(240902)+(261412)=422239(мм)
V = A×B×С=(31461×178311×422239)*10-6=23687 (л);
Оптимизацию по критериям минимального объема и массы зубчатых колес проведем построением графика зависимости V и m от количества вариантов:
Рисунок 4 – График объемов и масс редуктора для четырёх вариантов
Из Рисунка 4. можно сделать вывод о том что наилучшая компоновка редуктора достигается в третьем случае т.к. при этом редуктор обладает оптимальными параметрами (объемом и массой).
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Определим частоту вращения валов и зубчатых колес:
Частота вращения быстроходного вала:
n1 = nдвиг = n1Б = 1440 (обмин);
Частота вращения промежуточного вала:
n2 = n2Б = n1Т = = 27907 (обмин)
где uб = 516 - передаточное число быстроходной ступени;
Частота вращения тихоходного вала:
n3 = n2Т = nБ = =68232 (обмин)
где uТ = 409- передаточное число тихоходной ступени;
Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи:
V = p × dw1Б × n1 (6×10 4) = p × 4872 × 1440 (6×10 4)=36734 (мс);
Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи:
V = p × dw1Т × n1Т (6×10 4) = p × 5897× 27907 (6×10 4)=0862 (мс).
СТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЕДУКТОРА
Рисунок 4. Составляющие полного усилия в зацеплениях передач.
1 Определение моментов в зубчатых колесах.
Момент на шестерне тихоходной ступени:
Момент на колесе быстроходной ступени:
Момент на шестерне быстроходной ступени:
Момент на хвостовике быстроходного вала Нм
2 Определение усилий в зацеплении.
Окружная сила на шестерне тихоходной ступени:
Радиальная сила на шестерне тихоходной ступени:
Осевая сила на шестерне тихоходной ступени:
Усилия действующие на колесо тихоходной передачи:
Окружная сила на шестерне быстроходной ступени:
Радиальная сила на шестерне быстроходной ступени:
Осевая сила на шестерне быстроходной ступени:
где b – угол наклона зубьев (из распечатки);
aw – угол зацепления.
Усилия действующие на колесо быстроходной передачи:
3 Определение реакций опор.
Рассмотрим промежуточный вал и действующие на него нагрузки:
Рисунок 6. Действующие нагрузки на промежуточный вал
Рассмотрим промежуточный вал а также действующие на него нагрузки:
Определим реакции опор от сил в зацеплении.
Сумма моментов относительно опоры А:
Сумма моментов относительно опоры 3 и 4:
Определим радиальные и осевые реакции опор:
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Геометрический расчет выполняется в минимальном объеме. Определению подлежат: делительные d1 и d2 и начальные dw1 и dw2 диаметры колес; коэффициенты смещения X1 и диаметры окружностей вершин da1 и угол зацепления коэффициент торцевого перекрытия коэффициент осевого перекрытия eb для косозубых колес. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля a = 20°; коэффициентом головки (ножки) зуба ; коэффициент радиального зазора с* = 025.
Выполним расчет для тихоходной косозубой передачи:
Коэффициенты смещения колес равны нулю т.к. суммарный коэффициент смещения X = X1 + X2 = 0.
Следовательно a W =a =20
1 Быстроходная косозубая передача:
диаметр делительной окружности:
диаметры начальных окружностей:
диаметр основной окружности:
диаметр окружности впадин:
диаметр окружности вершин:
- коэффициент торцового перекрытия:
- коэффициент осевого перекрытия:
- суммарный коэффициент перекрытия:
2 Тихоходная косозубая передача:
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Выбор материала и термообработки зубчатых передач допускаемых контактных напряжении напряжении изгиба
Для шестерни тихоходной ступени выберем марку стали 40ХН с твердостью 260 320 НВ и термообработку – улучшение. Для колеса выберем марку стали 45ХЦ с твердостью 180 220 НВ и термообработку – нормализация ([1] стр.38). Для тихоходной ступени назначим твердость для шестерни 300 НВ и для колеса 210 НВ.
Определим допускаемые напряжения
Допускаемые контактные напряжения тихоходной ступени рассчитаем по формуле:
где – допускаемые контактные напряжения для шестерни.
- допускаемые контактные напряжения для колеса.
где коэффициент учитывающий срок службы и режим работы передачи;
коэффициент безопасности. Рекомендуемый коэффициент безопасности при улучшении зубьев с однородной структурой материала . Примем .
Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса:
Коэффициенты долговечности определим по формуле:
где NHO – базовый предел контактной выносливости;
NHE – эквивалентное число циклов зависящее от режима работы;
Циклическую долговечность определим по формуле:
где nw – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
n – частота вращения;
Lh – длительность работы (ресурс передачи в часах);
Н - коэффициент эквивалентности. Для заданного режима работы 3 определим Н = 0125 (таблица 8.9 стр.181 [2])
Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:
Допускаемое контактное напряжение:
Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемое изгибное напряжение определим по формуле:
где – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба МПа;
– коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке );
– коэффициент долговечности определяется аналогично методике
SF – коэффициент безопасности;
NFG – базовое число циклов рекомендуемое значение NFG=4106
NFE – эквивалентное число циклов;
Эквивалентное число циклов:
где F - коэффициент эквивалентности для данного режима нагружения
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса SF = 175 (таблица 8.8 стр.176 [2]);
Допускаемые изгибные напряжения равны:
2 Проверочный расчет тихоходной ступени на прочность
2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Контактные напряжения определяются по формуле:
Коэффициент расчетной нагрузки:
где KHb - коэффициент концентрации нагрузки;
KHV - коэффициент динамической нагрузки;
KHa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при v = 0862 мс KHa=107 по табл. 8.7 [3]).
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:
Коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при ybd = 11
KHb = 11 по рис.8.15 [3].
Коэффициент динамической нагрузки определим по табл.8.3[3]:
Коэффициент расчетной нагрузки
KH = KHb×KHV×KHa= 11×102×107 = 12.
Eпр – приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен
Т1 – момент на шестерни передачи;
dw1 – начальный диаметр шестерни;
bw – ширина зубчатого венца колеса;
aw – угол зацепления;
u – передаточное число передачи .
Коэффициент ZHb определяется по формуле:
где ea – коэффициент торцевого перекрытия;
b – угол наклона зубьев на делительном диаметре (из распечатки)
Величина контактного напряжения
условие прочности выполняется.
2.2 Проверка зубьев колес по напряжений изгиба
Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам:
sF1 =YF1×ZFb×Ft×KF(bw×m)
YF – коэффициент формы зуба;
Эквивалентное число зубьев:
где z – число зубьев
b – угол зацепления (из распечатки);
Коэффициент формы зуба по рис.8.20 [3]
ZFb – коэффициент вычисляемый по формуле
KFa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями равный 122 по табл. 8.7 [3];
Yb – учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством
Yb = 1 –b°140°=1-12839140=0908;
ZFb = KFa×Ybea=122×0908166=0667
Коэффициенты расчетной нагрузки
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями по табл.8.7[3]:
Коэффициент концентрации нагрузки по рис 8.15 [3]:
Коэффициент динамической нагрузки по табл.8.3[3]:
sF1 = YF1×ZFb×Ft×KF(bw×m)=397×0677×5770426×163(636×25)=15899 (МПа);
sF2 = sF1 × YF2 YF1.=15899× 375397=15018 (МПа).
Условия прочности для шестерни и колеса выполняются.
Рассмотренная ступень редуктора обеспечит необходимую долговечность и ресурс при заданных нагрузках.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ
Диаметры участков валов:
- для быстроходного вала
где высота заплечика (таблица 1.9[3] )
где r – координата фаски подшипника
диаметр округляем в ближайшую сторону до стандартного значения
- для промежуточного вала
где f – размер фаски
диаметр dП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения
диаметр dБП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения
- Для тихоходного вала
Концевые участки валов
Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими по ГОСТ 12081-72. Конический конец входного вала выполнен с наружной резьбой а конец выходного вала выполнен с внутренней резьбой.
Размеры выходного вала определяются по табл.24.27 [2].
Для быстроходного вала:
Рисунок 7. Окончание быстроходного вала
Для тихоходного вала:
Рисунок 8. Окончание тихоходного вала
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ
Для быстроходного вала-шестерни выберем по ГОСТ 8328-75 роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами 2207.
Внутренний диаметр подшипников промежуточного вала определим по формуле:
где r=25 (мм) – переходной радиус( по табл.19[3]);
Примем dП = 30 мм. По ГОСТ 8338-75 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 206 (легкая серия).
Внутренний диаметр подшипников тихоходного вала:
Примем dП = 50 мм. По ГОСТ 8338-75 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 210 (легкая серия).
1 Определение ресурса подшипников промежуточного вала
Рассчитаем подшипник по динамической грузоподъемности по формуле:
где а1 = 1 – коэффициент надежности;
а2 = 1 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
α = 3 (для шариковых подшипников);
– эквивалентная нагрузка;
X Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (по табл.16.5 [1])
V – коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо вращается (при вращении внутреннего кольца V = 1);
ks – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки ( при умеренных толчках ks = 13)
kT – температурный коэффициент (при температуре до 100 С 0 kT = 1).
По табл. 24.10 [2] определим параметры подшипника:
Динамическая грузоподъемность С = 195 (кН);
Статическая грузоподъемность С0 = 100 (кН).
е = 034 (табл.16.5 [1];
Эквивалентная нагрузка:
Lh ³ Lhe исходя из этого делаем вывод о работоспособности подшипника с вероятностью безотказной работы 09.
Рисунок 9. Соединение шпонкой.
Шпонки подбираем для всех соединений редуктора типа вал-ступица в соответствии с ГОСТ23360-78.
Для соединения тихоходного вала диаметром вала d = 70 мм с колесом выбираем по табл.24.29 [1] стр.476 призматическую шпонку имеющую следующие параметры:
Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок:
где Т – вращающий момент на колесе тихоходной ступени;
[см] = 110 МПа – допускаемое напряжение смятия;([2] стр. 90)
Принимаем длину шпонки Lш = 50 мм.
Для соединения промежуточного вала диаметром d=40 мм с колесом выбираем призматическую шпонку имеющую следующие параметры:
Принимаем длину шпонки Lш =32 мм.
Для соединения быстроходного вала диаметром вала d =25 мм со шкивом выбираем по табл.24.27 [2 стр.475] призматическую шпонку имеющую следующие параметры:
Принимаем длину шпонки Lш = 15 мм.
В ходе выполнения расчетно-графической работы был разработан редуктор с рациональными показателями массы размеров и себестоимости отвечающий требованиям по безотказной работе и ресурсу.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Прокшин С.С. Беляев Б.А. Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» : Уфимск. Гос. Авиац. Техн. Ун-т -Уфа 2006.-58с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие. - 9 изд. перераб. И доп. - М.: Академия 2006 – 496 с.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» в 3-х томах. Т3. 5 изд. перераб и доп. - М.: Машиностроение 1978.
Иванов М.Н. «Детали машин» - учеб. Для студентов вузов. 6-е изд. перераб. М: Высшая школа 1991 - с.383.Иванов М.Н. «Детали машин»- М.:

icon Спецификация редуктор.spw

Спецификация редуктор.spw
Кольцо уплотнительное
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Манжета 1.1-50 x 70
Манжета 1.2-35 x 55
Подшипник207 ГОСТ 8338-75
Подшипник210 ГОСТ 8338-75
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 3 -16 x 10 x 50
Шайба 10 ГОСТ 13463-77
up Наверх