Расчет механического привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором

18_chertezh.cdw

RGR_po_DM.docx

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА
по дисциплине«Детали машин и основы конструирования»
«РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ РЕДУКТОРОМ»
Техническое задание на расчетно-графическую работу
Кинематическая схема двухступенчатого механического привода
Мощность на выходном валу –
Частота вращения выходного вала –
Клиноременная передача
Редуктор цилиндрический одноступенчатый косозубый
Кинематический расчет механического привода
Цель расчета: выбрать электродвигатель и определить передаточное отношение привода и его ступеней.
1. Вычисляем коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода включающего две ступени.
Первая ступень: открытая клиноременная передача.
Выбираем к.п.д. из приложения табл. 1: 095.
Вторая ступень: редуктор цилиндрический одноступенчатый косозубый.
К.п.д. редуктора вычисляется перемножением к.п.д. закрытой зубчатой передачи и к.п.д. двух пар подшипников (Приложение табл. 1)
Общий к.п.д. привода (с учетом к.п.д. зубчатой муфты )
2. Требуемая мощность двигателя
3. Ориентировочная разбивка передаточного отношения привода.
Первая ступень:открытая клиноременная передача.
Выбираем передаточное отношение из приложения табл. 2.
Выбираем передаточное отношение из приложения табл. 2 3.
Общее передаточное отношение привода
4. Примерная частота вращения вала электродвигателя
5. Выбор электродвигателя (Приложение табл. 5). В каталоге электродвигателей с синхронной частотой вращения 1000 обмин (ближайшей к расчетной примерной частоте вращения) находим первый электродвигатель мощность Pэд которого превысит вычисленную Ртр. Параметры выбранного электродвигателя:
тип4A112MB6У3мощность электродвигателя Рэд=4 кВт
частота вращения nэд= 950обмин отношение крутящих моментов при пускеТпикТном =19
6. Уточненное значение передаточного отношения привода
7. Уточненное значение передаточного отношения клиноременной передачи.
8. Частота вращения валов привода
9. Крутящие моменты на валах привода
10. Мощность на валах привода:
на 1 валу (вал электродвигателя)337кВт;
на 2 валу (вал шестерни)кВт;
на 3 валу (выходной вал редуктора)кВт.
Это значение совпадет с заданной мощностью в исходных данных следовательно мощности вычислены верно.
Результаты кинематического расчета
Частота вращения валов обмин
Тип передачи привода
Клиноременная открытая
Цилиндрическая закрытая
Передаточное отношение
Коэффициент полезного действия
Расчет цилиндрической передачи закрытого типа
Крутящий момент на валу колеса
Частота вращения шестерни
Передаточное отношение цилиндрической передачи
1. Проектный расчет зубчатой передачи
Цель расчета: определение межосевого расстояния из условия контактной прочности зубчатого зацепления.
Межосевое расстояние
где - коэффициент для косозубых колес
- коэффициент для прямозубых колес
- коэффициент неравномерности нагрузки;
- коэффициент ширины колеса;
- допускаемое контактное напряжение.
Для определения межосевого расстояния найдем перечисленные выше коэффициенты и допускаемое контактное напряжение.
1.1. Выбор материала зубчатых колёс редуктора.
Результаты выбора материала по приложению табл. 6. приведены ниже в таблице 3.
1.2. Предел контактной выносливости материала колеса(Приложение табл. 7):
1.3. Допускаемое контактное напряжение материала колеса
где - коэффициент безопасности. Принимаем = 11;
- коэффициент долговечности. Принимаем =1 для длительно работающих передач (более 5 лет).
Выбор материала зубчатых колёс редуктора
Твердость по Бринелю НВ
Предел контактной выносливостиМПа
Допускаемые контактное напряжение МПа
Примечание.При расчёте предела контактной выносливости твёрдость принимается для наименее прочного материала в данном случае для материала колеса.
1.4. Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния. По табл.4 приложения для одноступенчатого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор с твердостью рабочих поверхностей HBср350и в соответствии со стандартным рядом(0100; 0125; 0160; 0200; 0315; 0400; 0500; 0630; 0800; 10; 125) принимаем .
1.5 Коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра.
1.6. Коэффициент неравномерности нагрузки при расчете по контактным напряжениям=1036.Определяется интерполированием по табл. 8приложения.
1.7. Расчётное межосевое расстояние
Межосевое расстояние округляют до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 2185-66: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм.
2. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
Численные значения ширины зубчатых колес округляются до ближайшего числа по ГОСТу 6636 -69«Нормальные линейные размеры».Так из ряда вдиапазоне от 16 до 100мм предусмотрены следующие основные нормальные линейные размеры: 16 17 18 19 20 21 22 24 25 26 28 30 32 34 36 38 40 42 45 48 50 53 56 60 63 67 71 75 80 85 90. 95 100 мм.
2.2. Фактическое контактное напряжение
2.3. Загруженность передачи (недогрузка или перегрузка):
Недогрузка не превышает 10 % что допустимо (перегрузкасоставляет не более 5 %).
3. Геометрические параметры передачи
3.1. Модуль зацепления
Расчётный модуль округляется до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 9563-80:
- й ряд: 1; 125; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16 мм и т.д.
– й ряд: 112; 1375; 175; 225; 275; 35; 45; 55; 7; 9 мм и т.д.
3.2. Ширина венца шестерни
3.3. Предварительный угол наклона зубьев
3.4. Суммарное число зубьев
3.5. Число зубьев шестерни
3.6. Число зубьев колеса
3.7. Фактический угол наклона зубьев
3.8. Диаметры делительных окружностей
3.9. Фактическое межосевое расстояние
3.10. Диаметры окружностей вершин зубьев:
3.11. Диаметры окружностей впадин зубьев:
3.12. Фактическое передаточное отношение
3.13. Погрешность передаточного отношения
Погрешность не превышает допустимого отклонения [Δu] = 4%
3.14. Окружная скорость колес
Степень точности передачи - (Приложение табл. 9).
4. Дополнительная проверка передачи по напряжениям изгиба
4.2. Допускаемое напряжение изгиба
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба. = 18·240 = 432МПА(Приложение табл. 7);
5-175 – коэффициент безопасности. Примем 175;
- коэффициент учитывающий реверсивность передачи (червячная передача – нереверсивная: КFC = 1 - другие зубчатые передачи являются реверсивными). Примем 07.
4.2. Расчетное напряжение изгиба
где - коэффициент учитывающий форму зуба.
Принимаем = (Приложение табл. 10);
коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на изгиб. Принимаем = 1062 (Приложение табл. 11).
Расчетное напряжение изгиба = меньше чем допускаемое напряжение изгиба = следовательно передача выдержит нагрузку.
5. Силы действующие в зацеплении передачи
5.1. Радиальная сила
где - угол зацепления.
Результаты расчета передачи
Диаметр делительной окружности шестерни
Ширина венца шестерни
Диаметр делительной окружности колеса
Ширина венца колеса
Диаметр окружности впадин шестерни
Диаметр окружности впадин колеса
Межосевое расстояние
Диаметр окружности вершин шестерни
Диаметр окружности вершин колеса
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Ориентировочный расчет валов
Цель: Определение наименьшего диаметра вала из условия прочности на кручение:
где - допускаемое напряжение кручения (20 40 МПа).
1. Вал 2 (входной вал редуктора вал шестерни)
2. Вал 3 (выходной вал редуктора вал колеса)
Полученные значения округляются до ближайшего размера согласно ГОСТ 6636- 69 «Нормальные линейные размеры». (См. п.2.2.1.).
3. Определим диаметры цапф валов (размеры под подшипник) по формуле.
Высота заплечика подшипникакоордината фаски подшипника r
3. Диаметр вала под колесом.
4. Для выполнения эскизной компоновки редуктора длины участков вала можно найти по формулам:длина выходного конца быстроходного вала ;длина выходного конца тихоходного вала .
Ориентировочный подбор подшипников для эскизной компоновки редуктора
Подбор подшипников (Приложение табл.12)
Наружный диаметр подшипника

18_spets (1).spw

РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.000.СП
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.000.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.001.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.002.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.003.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.004.СБ
Втулка колеса зубчатого
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.005.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.006.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.007.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.008.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.009.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.010.СБ
Крышка подшипника с отверстием
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.011.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.012.СБ
Крышка смотрового люка
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.013.СБ
Прокладка регулировочная
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.014.СБ
РГР. ПТС-17-1. 03.06.00.015.СБ
Болт М10х35 ГОСТ 15589-70
Болт М10х90 ГОСТ 15589-70
Болт М10х100 ГОСТ 15589-70
Винт М5х8 ГОСТ Р ИСО 4017-2013
Винт М8х18 ГОСТ Р ИСО 4017-2013
Винт М10х22 ГОСТ Р ИСО 4017-2013
Гайка М10 ГОСТ 15526-70
Кольцо уплотнительное
Манжета 1-40х58-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-60х82-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Подшипник 212 ГОСТ 8338-75
Пробка сливного отверстия М10
Шайба 5 ГОСТ 6402-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка вала-шестерни 8х7х50
Шпонка ведомого вала 14х9х60
Шпонка зубчатого колеса 20х12х40
Штифт 5x24 ГОСТ 3128-70