Проектування механізмів редуктора

Зміст

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

2. Розрахунок редуктора

3. Ескізне проектування

4. Вибір і перевірка довговічності підшипників кочення

5. Перевірочний розрахунок валів на міцність

6. Перевірка міцності шпоночно з'єднання

7. Посадки зубчатих коліс і підшипників

8. Вибір змащення редуктора

9. Конструювання корпусних деталей

10. Розрахунок муфти

Список використаної літератури

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

1.Нахожденіе моменту на тихохідної ступені:

Р _ВИХІД = F _{t *} V; де

Р _вих - потужність на вихідному валу,

F _t - окружна сила,

V - c Швидкісь стрічки,

Р _ВИХІД = 5300 _* 0.8 = 4020Вт;

n _вих = 60 _* V / p _* D _б; де

D _б - діаметр барабана

n _вих = 60 _* 0.8/3.14 _* 0.4 = 38мін ^-1;

Т ₃ = Т _вих = F _{t *} D / 2; де Т _{3-крутний} момент на тихохідному валу;

Т ₃ = 5300 _* 0.4 / 2 = 1060Н _* м;

Визначення загальний ККД приводу:

h _{приводу} = h _рем × h ² _зуб × h ² _{підшитий} × h ² _муфти,

де: h _рем - ККД пасової передачі; h _зуб - ККД зубчастої передачі; h _{підшитий} - ККД підшипників; h _муфти - ККД муфти.

h _муфти = 0,98; h _зуб = 0,96; h _{підшитий} = 0,99; h _рем = 0.95

h _{приводу} = 0.95 × 0,96 ² × 0,99 ² × 0,98 ² = 0,82.

Визначення потужність двигуна:

Р _ед = Р _ВИХІД / h _{приводу}

Р _ед = 4020/0.82 = 4460Вт

Вибір електродвигуна:

З знайденої необхідної потужності вибирають електродвигун.

Приймаються електродвигун АИР C 100 L 4

Потужність Р = 4,5 кВт; n = 1430мін ^-1

Визначення крутного моменту швидкохідного валу:

Т ₁ = Т _ед = Т ₃ / n

Т ₁ = 9550 × 6.3/1430 = 38н × м

Визначення загального передаточного числа приводу і роздроблення його між щаблями:

U _заг = n / n _нових;

U _заг = 1430/38 = 38

Передаточне відношення редуктора: U _ред = U _заг

U _ред = 38

Передаточне відношення тихохідної ступені: U _Т = 0,63 × ³ √ U _ред

U _Т = 0,63 ³ √ 38 = 7,1

Передаточне відношення швидкохідної ступені: U _б = U _ред / U _Т

U _б = 38 / 7,1 = 5,3

Визначаємо кінематичні та силові параметри окремих валів приводу:

I вал

частота обертання: n ₁ = n _дв = 1430 об / хв;

потужність: Р ₁ = Р _дв = 4,5 кВт;

обертаючий момент: Т ₁ = Т _дв = 38 Н _* м

II вал

частота обертання: n ₂ = n ₁ × U _б = 1430 / × 5,3 = 270 об / хв;
обертаючий момент: Т ₂ = Т ₃ × h _зуб × U _б = 38 × 0,95 × 5,3 = 192 Н × м;

III вал

частота обертання: n ₃ = n ₂ / U _T = 270 / 7,1 = 38.6 об / хв;

обертаючий момент: Т ₃ = 1060Нм

Приводний вал:

Частота обертання: n = n ₃ = 38.6 об / хв

Обертаючий момент: T = Т ₃ × h _м = 1060 x 0.98 = 1038 об / хв

Всі отримані дані зводимо в таблицю.

Таблиця 1

2. Розрахунок редуктора

Вибираємо матеріал зубчастих коліс і шестерень

Швидкохідна ступінь:

Шестірня: Сталь 45 - D = 80 мм, S = 50 мм, HB серця. = 269 ... 302,

Колесо: Сталь 45 - D = 125 мм, S = 80 мм, НВсердц. = 232 ... 262,

Тихохідна ступінь:

Шестірня: Сталь 40Х -

Колесо: Сталь 40Х -

Розрахунок швидкохідної щаблі

Коефіцієнти навантаження на контактну і згинальну витривалість:

Коефіцієнт вибирають в залежності від схеми передачі, твердості робочих поверхонь зубів і відносної ширини шестірні .

Коефіцієнт динамічної навантаження вибирають в залежності від окружної швидкості, точності виготовлення передачі і твердості робочих поверхонь зубів:

Окружна швидкість:

По окружній швидкості і 8 ступені точності визначаємо:

Отже, коефіцієнти навантаження рівні:

Визначаємо попереднє значення діаметра ділильного кола колеса:

Коефіцієнти приймають для конічних коліс із круговими зубами:

Отримане значення округляємо до

Попереднє значення діаметра ділильного кола шестерні як

Кількість зубів шестерні в залежності від діаметра шестірні приймаємо

Значення округлені до цілих чисел.

Кут ділильних конусів:

Для зубчастих коліс із круговими зубами зовнішній окружний модуль визначається за формулою:

Зовнішнє конусний відстань визначаємо як

Ширина зубчастих вінців коліс

Коефіцієнти зміщення інструменту :

Коефіцієнти вибираємо в залежності від біеквівалентного числа зубів з урахуванням коефіцієнта зсуву інструмента.

Біеквівалентное число зубів:

Перевірка зубів конічних коліс на згинальну витривалість.

Розрахункове напруження в небезпечному перерізі зуба колеса:

Розрахункове напруження в небезпечному перерізі зуба шестерні:

Остаточне значення діаметра зовнішньої ділильного кола шестерні і колеса:

Зовнішні діаметри вершин зубів:

Середній стандартний модуль:

але при силових передачах модуль менше 1,5 приймати не рекомендується, поетом приймаємо

Сили, що діють на вали зубчастих коліс.

Окружна сила:

Радіальна та осьова сили:

Розрахунок тихохідної щаблі

Коефіцієнти навантаження на контактну і згинальну витривалість:

Коефіцієнт вибирають в залежності від схеми передачі, твердості робочих поверхонь зубів і відносної ширини шестірні .

Коефіцієнт динамічної навантаження вибирають в залежності від окружної швидкості, точності виготовлення передачі і твердості робочих поверхонь зубів:

Окружна швидкість:

По окружній швидкості і 8 ступені точності визначаємо:

Отже, коефіцієнти навантаження рівні:

Визначаємо міжосьова відстань:

Модуль передачі:

Визначаємо сумарне число зубів і кут нахилу зуба:

Кількість зубів шестерні і колеса:

Фактичне значення передавального числа:

Перевірка зубів коліс на згинальну витривалість.

Колесо:

Шестірня:

Діаметри ділильних кіл :

Діаметри кіл вершин зубів і западин зубів .

Шестірня:

Колесо:

Сили, що діють на вали зубчастих коліс.

Окружна сила:

Радіальна сила:

Осьова сила:

3. Ескізне проектування

Попередній розрахунок валів

Крутний момент в поперечних перерізах валів:

Швидкохідного ;

Проміжного ;

Тихохідного .

Попередні значення діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами:

Для швидкохідного:

Для проміжного:

Для тихохідного:

Вибір типу і схеми встановлення підшипників

Вибираємо роликові конічні однорядні для тихохідного, проміжного і швидкохідного валів.

Для швидкохідного валу: 7204 d = 24 мм, D = 52 мм, В = 16 мм, r = 1,5 мм;

Для проміжного валу: 7204 d = 36 мм, D = 72 мм, В = 16 мм, r = 1,5 мм;

Для тихохідного вала: 7204 d = 50мм, D = 90 мм, В = 23 мм, r = 2,5 мм;

4. Вибір і перевірка довговічності підшипників кочення

Розрахунок підшипників на тихохідному валу

Визначення сил, що навантажують підшипники.

При проектуванні тихохідного вала редуктора застосували кулькові радіальні однорядні підшипники за схемою установки в розпір.

Діаметр валу під підшипник: .

на вихідному кінці вала знаходиться пружна муфта з гумовою зірочкою. Силу дії муфти на вал визначають за формулою: де T - обертаючий момент на валу.

Наведемо розрахункову схему для визначення реакцій опор валів редуктора:

Реакції в горизонтальній площині XOZ:

Реакції у вертикальній площині YOZ:

Повна реакція в опорах:

Підбираємо підшипники за найбільш навантаженої опорі A: кулькові радіальні однорядні підшипники легкої серії 213: діаметр внутрішнього кільця, діаметр зовнішнього кільця, ширина підшипника, динамічна вантажопідйомність, статична вантажопідйомність.

Визначаємо еквівалентну динамічну радіальне навантаження:

, Де

радіальне навантаження;

осьова навантаження;

коефіцієнт обертання (обертання внутрішнього кільця);

коефіцієнт безпеки;

температурний коефіцієнт;

Ставлення

Ставлення , Т.к то значення X, Y не змінюються.

Розрахункова довговічність, млн. об.:

, Де для кулькових підшипників;

Розрахункова довговічність, ч.:

Всі інші підшипники підбираються і перевіряються таким же способом.

5. Перевірочний розрахунок валів на міцність

Перевірку статичної міцності виконують з метою попередження пластичних деформацій у період дії короткочасних перевантажень.

Уточнені розрахунки на опір втоми відображають вплив різновиду циклу напружень, статичних і втомних характеристик матеріалів, розмірів, форми і стану поверхні.

Розрахунок тихохідного вала:

Матеріал валу - сталь 45Х. термообробка - покращення .

Межі витривалості:

Перетин A - A є найбільш небезпечним. Діаметр вала в цьому перерізі 75 мм. Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки:

масштабні чинники коефіцієнти, що коректують вплив постійної складової циклу напружень на опір втоми .

Крутний момент .

Згинальні моменти:

Сумарний згинальний момент в перерізі Б-Б

Момент опору крученню :

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:

Амплітуда нормальних напруг вигину:

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності S в небезпечному перерізі і порівнюємо його з допускаються значенням (1,32):

Де коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях.

Розрахунки інших валів виробляють цим же методом.

6. Перевірка міцності шпоночно з'єднання

Всі шпонки редуктора призматичні з округленими торцями, розміри довжини, ширини, висоти, відповідають ГОСТ 23360-80. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Всі шпонки перевіряються на зминання з умови міцності за формулою:

Допустиме напруження зминання

Швидкохідний вал:

Вхідний кінець валу шпонка ;

Проміжний вал:

Шпонка під колесо: шпонка ;

Тихохідний вал:

Шпонка під колесо: шпонка ;

Вихідний кінець валу: шпонка ;

Приводний вал: ;

Вхідний кінець валу: ; Шпонка ;

Шпонка під барабан: шпонка ;

7. Посадки зубчатих коліс і підшипників

Посадки зубчатих коліс на вал і за ГОСТ 25347-82.

Шийки валів під підшипник виконуємо з відхиленням вала k 6.

Відхилення отворів під зовнішні кільця по .

Решта посадки призначаємо, використовуючи табличні дані.

8. Вибір змащення редуктора

Для зменшення втрат потужності на тертя і зниження інтенсивності зносу поверхонь, що труться, а також для запобігання їх від заїдання, задирів, корозії і кращого відведення теплоти, тертьові поверхні деталей повинні мати надійне змащення.

В даний час у машинобудуванні для змащування передач широко застосовують картерів систему. У корпус редуктора або коробки передач заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. При їх обертанні масло захоплюється зубцями, розбризкується, потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей.

Картерів мастило застосовують при окружної швидкості зубчастих коліс і черв'яків від 0,3 до 12,5 м / с. При більш високих швидкостях масло скидається з зубів відцентровою силою і зачеплення працює при недостатній мастилі. Крім того, помітно збільшуються втрати потужності на перемішування масла і підвищується його температура.

Вибір мастильного матеріалу заснований на досвіді експлуатації машин. Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла, чим вище контактні тиску в зубах, тим більшою в'язкістю повинно володіти масло. Тому необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс. Попередньо визначають окружну швидкість, потім по швидкості і контактним напруженням знаходять необхідну кінематичну в'язкість і марку масла.

За підручником (П. Ф. Дунаєв, О. П. Льоліком) вибираємо масло індустріальне АК-15 ГОСТ1862-63, в кількості 2 літрів.

9. Конструювання корпусних деталей

Конструювання корпусу

Корпусні деталь складається зі стінок, ребер, бобишек, фланців, і інших елементів, з'єднаних в єдине ціле.

При конструюванні литий корпусної деталі стінки треба по можливості виконувати однакової товщини. Товщину стінок литих деталей зменшують до величини, яка визначається умовами хорошого заповнення форми рідким металом. Тому чим більше розміри корпусу, тим товщі повинні бути його стінки. Матеріал корпусу - сірий чавун СЧ15. Товщина стінки, що відповідає вимогам технології лиття, необхідної міцності і жорсткості корпусу, обчислимо за формулою:

, Де - Крутний момент на вихідному валу;

товщина стінки кришки корпусу.

Площини стінок, що зустрічаються під прямим або тупим кутом, сполучають дугами радіусом r = 4 (мм), R = 12 (мм). Ливарні ухили виконують за рекомендацією 1 (стор.258). Інші елементи корпусних деталей виконуються за правилами (стор. 258-262) підручника П.Ф. Дунаєва, О. П. Лелікова.

При проектуванні редуктора слід всі виступаючі елементи усунути з зовнішніх поверхонь і ввести всередину корпусу. Це забезпечить більшу жорсткість і кращі віброакустичні властивості.

Кріплення кришки редуктора до корпуса.

Для кріплення кришки до корпусу використовуємо болти з нормальною циліндричною головкою (з ГОСТ 7798-70). Діаметр болтів кріплення кришки до корпусу розрахуємо за формулою:

де - Обертаючий момент на тихохідному валу, Н м.

приймаємо болти діаметром

діаметр фундаментних болтів, Н м.

приймаємо болти

діаметр болтів для кріплення кришок підшипників, приймаємо болти М8, М10, М12;

діаметр болта для кріплення кришки оглядового отвору, приймаємо М6.

Для точної фіксації кришки щодо корпусу при збірці необхідно використовувати штифти. Це дозволить уникнути перекосу кришок підшипників і зовнішніх кілець самих підшипників.

10. Розрахунок муфти

Вибір муфти проводиться залежно від переданого крутного моменту.

Т = кТ _н,

де к = 1.1-коефіцієнт режиму роботи;

Т _н - номінальний тривало діючий момент.

Т = 1.1 _* 1530 = 1683Н

Вибираємо пружну муфту із зірочкою ГОСТ14084-93.

Список використаної літератури

1. М.М. Іванов. Деталі машин. М.: «Машинобудування», 1991.

2. П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком Конструювання вузлів і деталей машин. М.: «Вища школа», 1985.

3. Д.М. Решетов - Деталі машин. Атлас конструкцій у двох частинах. М.: «Машинобудування», 1992.

4. Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника в 3т. М. Машинобудування, 1979.

5. В.Л. Гадолін. Методичні вказівки з розрахунку кліноременних передач. М.: МВТУ ім. Баумана, 1981.