Кинематическая схема редуктора (стр. 1 из 4). Кинематическая схема редуктора


Кинематическая схема - редуктор - Большая Энциклопедия Нефти и Газа, статья, страница 1

Кинематическая схема - редуктор

Cтраница 1

Кинематическая схема редуктора с прямозубой цилиндрической передачей исполнительных механизмов типа МЭО-25 / 250 и МЭО-10 / 250 приведена на рис. 4 - 34, а.  [1]

Кинематическая схема червячно-зубча-того редуктора показана на рис. 2.25, а, а на рис. 2.25, б, в изображены общие виды этих редукторов с нижним и с верхним расположением червяка. В отношении передаточных чисел редукторов этого типа справедливо сказанное относительно зубчато-червячных редукторов.  [3]

Кинематическая схема редуктора подающего механизма может состоять из двух червячных передач. Такое решение позволяет получить значительное снижение скорости вращения при весьма компактной конструкции редуктора. Валы редуктора подающего механизма, так же как и в сварочных автоматах, должны вращаться в подшипниках качения. Применение подшипников скольжения допустимо только для выходного вала.  [4]

Кинематическая схема редуктора привода электротележки ЭТМ ( см. рис. 111) полностью сохраняется и для электротележки-самосвала ЭТМ-G. Гидроцилиндр шарнирно соединен с рамой /, а плунжер, также шарнирно, - с кузовом.  [5]

На рис. 39 показана кинематическая схема редуктора с универсальными шарнирами. Этот редуктор применяется для привода от электромотора двух листовальных вальцев размером 660X610X2130 Мм. Малые приводные шестерни 1 установлены на валу редуктора, соединенного с валом электромотора.  [7]

Направление моментов зависит от кинематической схемы редуктора и определяется в каждом конкретном случае. Если направление сил Р неопределенно, за расчетный принимают наиболее опасный случай.  [8]

На рис. 2.20, а дана кинематическая схема редуктора с нижним расположением червяка; два варианта конструктивного оформления показаны на рис. 2.20, б, в: на первом из них - с разъемным, а на втором - с неразъемным корпусом. Редуктор по рис. 2.20, б имеет искусственный обдув корпуса, что обеспечивает более благоприятный тепловой режим работы.  [10]

На рис. Х-30, б показана кинематическая схема безлюфтового редуктора с замкнутым кинематическим контуром. Этот контур образуется двумя зубчатыми кинематическими ветвями ( имеющими одинаковое передаточное отношение), замкнутыми на концах общим валом с муфтой. Нагружающее устройство позволяет путем взаимного разворота кинематических цепей выбирать люфты в замкнутом контуре. Муфты 1 и 2 поворачиваются при этом в противоположные стороны и соединяются болтами. Усилие в редукторе передается в зависимости от направления вращения то одной, то другой кинематической ветвью поочередно.  [11]

В современном машиностроении существует большое разнообразие кинематических схем редукторов, их форм и конструкций.  [12]

Другой тип редуктора показан на рис. 5.11. В основу кинематической схемы редукторов данного типа положен трехзвенный планетарный механизм, у которого z2 z 1, где Zj - число зубьев внутреннего колеса; z2 - число зубьев внешнего колеса. В этой схеме ( рис. 5.11) при передаче вращения от водила сложное плоское движение внутреннего колеса ( сателлита) преобразуется во вращательное с помощью механизма параллельных кривошипов.  [13]

Другой тип редуктора показан на рис. 5.11. В основу кинематической схемы редукторов данного типа положен трехзвенный планетарный механизм, у которого z2 zi 1, где Zj - число зубьев внутреннего колеса; z2 - число зубьев внешнего колеса. В этой схеме ( рис. 5.11) при передаче вращения от водила сложное плоское движение внутреннего колеса ( сателлита) преобразуется во вращательное с помощью механизма параллельных кривошипов.  [14]

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенных в нем зубчатых колес, а также кинематической схемой редуктора. Основой конструкции корпуса является его коробка. При конструировании ее образуют простым обводом размещенных в корпусе деталей. Поэтому разработка конструкции зубчатых колес, валов и опор предшествует разработке конструкции корпуса или они выполняются совместно.  [15]

Страницы:      1    2

www.ngpedia.ru

Кинематическая схема редуктора

Кинематическая схема редуктора

Позиции:

1.     Электродвигатель;

2.     Плоскоременная передача;

3.     Соединительные муфты;

4.     Зубчатый редуктор;

5.     Исполнительный механизм;

I.                   Ведущий вал привода и ременной передачи;

II.                Ведомый вал ременной передачи;

III.             Ведущий вал зубчатой передачи;

IV.            Ведомый вал зубчатой передачи и привода.Задание на проект:

= 4,2 кВт,  = 78 об/мин, тип - K, Т=20000 ч., режим-const.

Содержание

Кинематическая схема редуктора. 1

Введение. 3

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. 4

1.1 Расчет мощности электродвигателя. 4

1.2 Расчет синхронной частоты вращения вала электродвигателя. 4

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя,  суммарного передаточного отношения привода,                                                 передаточного отношения ременной передачи. 4

1.4 Расчет частоты вращения валов. 5

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов на валах редуктора. 5

2. Расчет зубчатой передачи. 5

2.1 Выбор материалов и способов термообработки зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений. 5

   2.2 Расчет параметров зубчатой передачи…………………………………………….. 8

2.3 Проверочный расчет косозубой передачи. 9

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора. 12

3.1 Компоновка передачи в корпусе редуктора. 12

3.2 Компоновка валов. 13

3.3 Предварительный выбор подшипников. 14

3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора. 15

4. Расчет валов. 15

4.1 Определение усилий зацепления. 15

4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций,                       построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. 16

4.3 Определение конструкции быстроходного вала.

4.4 Уточненный расчет валов. Расчет запаса прочности в опасных сечениях. 18

5. Расчет шпоночных соединений. 21

5.1 Быстроходный вал. 21

5.2 Тихоходный вал. 21

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор. 22

6.1 Быстроходный вал. 22

6.2 Тихоходный вал. 23

7. Расчет элементов корпуса редуктора для второго этапа эскизной компоновки. 24

7.1. Разрез редуктора по плоскости разъёма.

7.2 Фронтальная проекция. 26

Библиографический список. 27

Приложение. 29

Введение.В курсовом проекте выполнены расчеты:

·        Основных кинематических и энергетических параметров привода;

·        Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

·        Расчет валов;

·        Расчет шпоночных соединений;

·        Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор.

На основе теоретических расчетов выполнены сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи нескольких деталей. 1.Выбор электродвигателя; расчет основных кинематических и энергетических параметров

1.1 Расчет мощности электродвигателя

Pдв  = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма,  P =4,2 кВт;

ηS – суммарный КПД привода,

              ηS =

где  - КПД ременной передачи, = 0,97

 - КПД зубчатой передачи, =0,98

-КПД одной пары подшипников качения,  = 0,99

р – количество пар подшипников качения, р=3

hS=

Тогда Pдв=4,2 ∕ 0,922=4,55 кВт

1.2 Расчет частоты вращения вала электродвигателя

nдв = nIV ∙u∑ ,

где nIV – частота вращения ведомого вала привода, nIV=78 об/мин

u∑ - суммарное передаточное отношение привода

,

где u1=2…5 – передаточное отношение ременной передачи

u2=2…5 – передаточное отношение зубчатой передачи      

nдв=78∙4…78∙25=312…1950 об/мин

Электродвигатель является стандартным изделием, nc выбираем из ряда: 750, 1000, 1500, 3000 об/мин

nc=1000 об/мин

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя, суммарного передаточного отношения ременной и зубчатой передачи.

Рн=5,5 кВт

nc=1000 об/мин

Марка электродвидагеля 4A132S2Y3 [1, с 390, т. П1]

S- скольжение электродвигателя, S=3,3%

Номинальная частота вращения

nH= nс (1 – ) = 1000 (1-0,033)=967 об/мин

uS = nH / nIV= 967/78= 12,39

Передаточное отношение зубчатой передачи  и2регламентируется стандартом [1, с.36]

и2=3,55

u1 =

1.4 Расчет частот вращения валов привода

nI=nH=967 об/мин

nII=об/мин

nIII=nII=nI=277,07 об/мин

n2=nIV= об/мин

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора

 P1=кВт

P2=Р1∙∙=4,32∙0,98∙0,99= 4,19 кВт

en.coolreferat.com

Кинематическая схема редуктора - страница 2

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

Ti=9550.

 T1= H×м

 T2 =Н∙м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ1=210               НВ2=190          [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

[σн]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

sHilimB - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

sHilimB =

sh2limB =  МПа

sh3limB=  МПа

[SHj] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[SH]= 1.1..1.2                    SH= 1.15

KHLj - коэффициент долговечности;

KHLj =1,

где NH0j – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

NH0j=

NH01=

NH02 =

NHEj – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

NHEj = T∑ ∙k∙ni∙60,

 где T∑ – срок службы зубчатой передачи; T∑=20000 часов

 k -  коэффициент использования передачи; k=0,8;

ni – частота вращения  валов редуктора, n1= 277,07 об/мин, n2= 78,05 об/мин;

NHE1 = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙108

NHE2 = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙108

Поскольку           

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[sh2]=  МПа

[sh3]=  МПа

Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости

1.                 [σн]=0,45∙([σн1]+[σн2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа

2.                 [σн]=1,23∙ [σнi]min= 1,23∙391=481 Мпа

[σн]=367 Мпа

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

         ,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа

  [1, c. 44, т.3.9]

 МПа

МПа

[SF] - коэффициент безопасности

[SF]= [SF]΄∙ [SF]΄΄,

где [SF]΄ - коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;

[SF]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса

[SF]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]

[SF]΄΄=1 [1, с.44]

[SF]=1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

 МПа

 МПа

 МПа

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

2.2.1 Расчет межосевого расстояния

=(u+1),

где  - коэффициент, учитывающий тип передачи;= 43

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,  [1, c.32, т. 3.1]

 - коэффициент ширины; = 0,25…0,5=0,4

u – стандартное передаточное отношение, u=u2=3,55;

T2 – крутящий момент на валу колеса, Т2 = 512,7 Н×м

αw =43∙(3,55+1) =178 ммОкруглим  до ближайшего большего стандартного значения  [1, с. 36] мм.

αw=180 мм

2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

bw2=bw=ψba∙ αw=0,4∙180=72 мм

bw= 71 мм   [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля зацепления

m=(0,01…0,02) αw=1,8…3,6 мм

Округлим m до стандартного значения [1, с. 36]: m= 3 мм2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба  в косозубой передаче

Z∑=,

где β – угол наклона зуба

β= 8…15°=10°              

Z∑==118,08Z=118

β = arcos=arcos=arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``

Z1=25,9Z1=26

Z2= Z-Z1=118-26=92

2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения

иф=3,538

[∆и]=±3,3%

         

∆и=∙100=0,33% < 3,3%

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1 Расчет по контактным напряжениям

Контактные напряжения равны

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270

aw - межосевое расстояние; мм

bw - расчетная ширина зубчатой передачи; мм

T2 - крутящий момент на валу колеса; н∙мм

uф - фактическое передаточное отношение;

KН - коэффициент нагрузки,

KН = KHα KHβ KНV.

v=ω1∙r1,

где ω1- угловая скорость шестерни, рад/м

ω1=               

r1- радиус делительной окружности шестерни; мм

r1=v==1130,9 мм/с=1,13 м/с

степень точности - 8

KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KHα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

KHβ  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

KHβ =1,0  [1, с. 39, т. 3.5]

KНV - динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

KНV=1,0 [1, с. 40, т. 3.6]

KH=1,09×1,0×1,0=1,09

σн= 363,61 Мпа

∆σн=∙100=0,92% <|±5%|2.3.2 Расчет по напряжению изгиба

KF - коэффициент нагрузки;

YF - коэффициент формы зуба;

Yb - коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;

 - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления; мм

bw –ширина колеса; мм

 - окружное усилие, Н

Ft =Ft1=Ft2=

где  T2 - крутящий момент на валу колеса;

 - диаметр начальной окружности колеса, мм

где  - диаметр начальной окружности шестерни, мм

dw1==79,33 ммdw2=79,33∙3,538=280,67 мм

Ft=3653,4 н

KF = KFβ ×KFV,

где KFβ  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки  по длине зуба;

KFV  - динамический коэффициент,

KFV=1,1 [1, c. 43, т.3.8]

Ψbd= - коэффициент диаметра

Ψbd=0,89

KFβ = 1,1 [1, c. 43, т.3.7]

KF = 1,1×1,1=1,21

YF=3,8 [1, c. 42]

Yb=1- 0,926

KFα [1, c. 46]

Еβ= 1,39 > 1

=0,92

σw=67,2 МПа  >[GF]=195 Мпа

Условия изгибной прочности передачи выполняются

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора

3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора

dw1=79,33 мм

dw2=280,67 мм

bw1= bw2+3…5=75 мм

bw2=71 мм

 мм

3.2 Компоновка валов

3.2.1 Расчет диаметров хвостовиков валов 

d1i=

где  - диаметр хвостовиков

 - для быстроходного вала

 - для тихоходного вала

 - крутящие моменты на валах,    

Т1=148,9∙103 Н×м

Т2=512,7∙ 103 Н×м

[τ]- допускаемое заниженное касательное напряжение

[τ]=15…20 МПа=18 МПа

d1Б=34,58 мм

[1, с. 161]    =36 мм

d1Т=52,22 мм

d1Т=55 мм           

d1Б =36 мм  d2Б =45 мм  d3Б =50 мм 

d1Т =55 мм  d2Т =60 мм  d3Т =65 мм  d4Т =70 мм  d5Т = d4Т +10           d5Т = 80 мм

1 – участок для установки полумуфты, соединительной муфты

2 – участок, контактирующий с уплотнением в сквозной крышке подшипника

3 – участки для установки внутренних колец подшипников качения

4 – участок для установки ступицы колеса

5 – буртосевой фиксации ступицы колеса и внутреннего кольца подшипника

6 – конус центрирования шпоночного паза на ступице относительно шпонки, установленной на валу3.3 Предварительный выбор подшипников

Предварительно выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии [1, c. 393, т. П.3]

3.3.1 Быстроходный вал

d=d3Б =50 мм                 N210 

c=35,1 кН             с0=19,8 кН

3.3.2 Тихоходный вал

d=d3Т =65 мм                 N213 

c=56 кН                с0=34 кН

3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора

3.4.1. Выбор способа смазки подшипника

При v=1,2 м/с >1 м/с смазка подшипников жидкая    

Заглубления подшипников в подшипниковые гнезда

с2=3..5 мм=4 мм           

3.5. Расчет  расстояния между точкой приложения усилий зацеплений и опорами валов  

a1=66,5 ммa2=68 мм

4. Расчет валов

4.1 Определение усилий зацепления

          Ft1= Ft2= Ft=3653,4 Н

            Fr1= Fr2= Ft∙1352,3 Н            Fa1= Fa2= Ft∙ tgβ= 3653,4∙tg10,4858=676,18 Н

4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4.2.1 Быстроходный вал

4.2.1.1 Вертикальная плоскость

         RAB=RBB==1826,7 Н

         М1В=RAB∙a1=1826,7∙66,5∙10-3=121,5 Н×м

         T=T1=148,9 Н×м4.2.1.2 Горизонтальная плоскость

  

RАГ== -877,8 Н   

RВГ== - 474,5 НМ1Г= RАГ∙а1= -877,8∙66,5∙10-3= -58,37 Н∙м

4.2.1.3 Расчет максимальных значений суммарной реакции в опорах и суммарного изгибающего момента

R max=R1=RA==2026,6 Н

M 1==134,8 Н×м4.2.2 Тихоходный вал

4.2.2.1 Вертикальная плоскость

RCB=RDB=1826,7 Н

M2B=RCB∙a2=1826,7∙68∙10-3=124,2 Н∙м

T=T2=512,7 Н×м4.2.2.2 Горизонтальная плоскость

 

RСГ= - 21,5 Н   

RDГ=1373,8

М2г=RDГ∙а2=1373,8∙68∙10-3=93,4 Н∙м

4.2.2.3 Суммарные значения

R2max=RD= 2285,6 Н

М2=155,4 Н∙м4.3. Уточненный расчет валов

4.3.1 Быстроходный вал

Материалом вала является материал шестерни, т. е. сталь 45 с термообработкой улучшение. Предел прочности определяется диаметром заготовки вала, который является диаметром окружности вершин зубьев шестерни

da1 ≈ dw1 + 2m = 79,33 + 2∙3 = 85,33 мм;

σв = 780 [1, с.34, т. 3.3]

S = Sτ =  , где:

τ-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

τ-1 = 0,58∙σ-1;

σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

τ-1 = 0,58∙335,4 = 194,532 МПа;

Kτ – коэффициент концентрации напряжения,

Kτ = 1,7  [1, с. 165, т. 8.5];

ετ – масштабный фактор,

ετ = 0,75  [1, с. 166, т. 8.8];

β – фактор поверхности,

β = 0,94  [1, с. 162];

τV – амплитуда цикла напряжения, МПа;

τm – среднее значение цикла напряжения, МПа;τV = τm =  =  =  

τV= 7,98 МПа

ψτ – коэффициент чувствительности материала,

 ψτ = 0,1 [1, с. 166];

S = Sτ = 9,7  > [S]=3,3

4.3.2 Тихоходный вал

Выбираем для вала сталь 45 с термообработкой улучшение.

Диаметр заготовки d5Т = 80 мм

σв = 780 МПа [1, с. 34, т. 3.3]

d4Т = 70 мм

S =  , где:

Sσ – запас прочности по нормальным напряжениям;

Sτ – запас прочности по касательным напряжениям

Sσ =

σ-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

σ-1 = 0,43∙σВ = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

Kσ – коэффициент концентрации напряжения,

Kσ = 1,8  [1, с. 165, т. 8.5];

εσ – масштабный фактор,

εσ = 0,76 [1, с. 166, т. 8.8];

β – фактор поверхности,

β = 0,94 [1, с. 162];

σV – амплитуда цикла напряжения, МПа

σV =  =  

σV=4,53МПа

ψσ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла,

ψσ = 0,2 [1, с. 166];

σm – среднее значение цикла напряжения,

σm=0,17 МПаSτ=29,3

S = Sτ =  

da2=dw2+2∙m=280,67+2∙3=286,67 мм

σв = 690 [1, с.34, т. 3.3]

τ-1 = 0,58∙σ-1;

σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙690 = 296,7 МПа;

τ-1 = 0,58∙296,7 = 172 МПа;

τV = τm =  =  =  

τV= 3,7 МПа

Kτ = 1,6  [1, с. 165, т. 8.5];

ετ = 0,65  [1, с. 166, т. 8.8];

β = 0,94  [1, с. 162];

ψτ = 0,1 [1, с. 166];

Sτ=17,09S = 14,7 > [S]=3,3

5. Расчет шпоночных соединений

5.1 Быстроходный вал

Примем муфты МУВП [1, c. 277, т. 11.5]

d1Б=36 мм

[Т]=250 н∙м > Т1=148,9 н∙м Тип I исполнение 2

 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

    мм

   =45-10=35 мм

где T1 - момент сопротивления на быстроходном валу, Н×м

d1Б - диаметр

h - высота шпонки, мм

lp - рабочая длина шпонки, мм

 t1 - глубина шпоночного паза на валу, мм

    σсм= 78,8 МПа < [σсм]=100 МПа5.2 Тихоходный вал

5.2.1 Шпоночные соединения на хвостовике

Выбираем муфту [1, c. 277, т. 11.5] Муфта МУВП

[Т]=710 н∙м,  Т2=512,7 н∙м  Тип I исполнение 2

L1T=82 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

 мм

мм

σсм= 86,3 МПа < [σсм]=100 МПа5.2.2 Шпоночные соединения на ступице колеса

    d4T=70 мм

l4T=bw2=71 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

b=20 мм,   h=12 мм,    t1=7,5 мм,     t2=4,9 мм

l=l4T-10…15=61…56=60 мм

lp=l-b=60-20=40 мм

    σсм=81,38 МПа < [σсм]=100 МПа

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор

6.1 Быстроходный вал

Подшипник шариковый радиальный однорядный N 210

c=35,1 кН             c0=19,8 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh=≥ Lhmin,

где n1 - частота вращения быстроходного вала,

 n1=277,07 об/мин

c - динамичная грузоподъемность подшипника, с=35,1 кН

m – показатель степени

m=3 (подшипники шариковые)

Lhmin – минимальная теоретическая долговечность;

Lhmin=10000 часов

p - эквивалентная динамичная нагрузка, кН

P = Kб ∙KТ (X∙V∙Fr + Y∙Fa),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Kб– коэффициент безопасности

Kб =1,4 [1, с.214, т.9.19];

KТ - температурный коэффициент,

KТ=1 [1, с.214, т.9.20]

V – коэффициент кольца

V=1 (вращается внутреннее кольцо)

Fr – радиальнаянагрузка на наиболее нагруженный подшипник; н

Fr=RA=R1=2026,6 H=2 кН

Fa – осевая нагрузка на подшипник, кН

Fa = Fa1=676,18 Н=0,67 кН

X, Y [1, с.212, т.9.18]

0,034   0,335X=0,56   Y=1,99

P = 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2+ 1,99×0,67)=3,43 кН

Lh = ∙ = 64400 часов > Lh min

6.2 Тихоходный вал

Подшипник шариковый радиальный однорядный N 213

c=56 кН      c0=34 кН

Lh=≥ Lhmin,n1=277,07 об/мин

m=3

P = Kб ∙KТ (X∙V∙Fr + Y∙Fa)

Fr=RD=R2=2285,6 H=2,2 кН

Fa = Fa1=676,18 Н=0,67 кН

V=1

0,3    0,019X=0,56   Y=1,99

KТ=1 [1, с.214, т.9.20]

Kб =1,4 [1, с.214, т.9.19];

P = 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2,2+ 1,99×0,67)=3,59 кН

Lh = ∙ = 228279 час > Lh min

7. Расчет элементов корпуса редуктора

7.1. Расчет глубины подшипниковых гнезд.

[1 с 240 рис. 10.18 вид к]

l2=K2+δ+4

где  d - толщина стенки основания корпуса редуктора, мм

Ci, Ki [1, с.242, т. 10.3]

В редукторе имеется 3 группы болтов:

·        фундаментные болты ;

·        болты , установленные в подшипниковых гнездах;

·        фланцевые болты     продолжение

www.coolreferat.com

Реферат Кинематическая схема редуктора

РефератРабота добавлена на сайт bukvasha.ru: 2015-10-28

Кинематическая схема редуктора

Позиции:

1.     Электродвигатель;

2.     Плоскоременная передача;

3.     Соединительные муфты;

4.     Зубчатый редуктор;

5.     Исполнительный механизм;

I.                   Ведущий вал привода и ременной передачи;

II.                Ведомый вал ременной передачи;

III.             Ведущий вал зубчатой передачи;

IV.            Ведомый вал зубчатой передачи и привода.Задание на проект:

= 4,2 кВт,  = 78 об/мин, тип - K, Т=20000 ч., режим-const.

Содержание

Кинематическая схема редуктора. 1

Введение. 3

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. 4

1.1 Расчет мощности электродвигателя. 4

1.2 Расчет синхронной частоты вращения вала электродвигателя. 4

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя,  суммарного передаточного отношения привода,                                                 передаточного отношения ременной передачи. 4

1.4 Расчет частоты вращения валов. 5

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов на валах редуктора. 5

2. Расчет зубчатой передачи. 5

2.1 Выбор материалов и способов термообработки зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений. 5

   2.2 Расчет параметров зубчатой передачи…………………………………………….. 8

2.3 Проверочный расчет косозубой передачи. 9

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора. 12

3.1 Компоновка передачи в корпусе редуктора. 12

3.2 Компоновка валов. 13

3.3 Предварительный выбор подшипников. 14

3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора. 15

4. Расчет валов. 15

4.1 Определение усилий зацепления. 15

4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций,                       построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. 16

4.3 Определение конструкции быстроходного вала.

4.4 Уточненный расчет валов. Расчет запаса прочности в опасных сечениях. 18

5. Расчет шпоночных соединений. 21

5.1 Быстроходный вал. 21

5.2 Тихоходный вал. 21

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор. 22

6.1 Быстроходный вал. 22

6.2 Тихоходный вал. 23

7. Расчет элементов корпуса редуктора для второго этапа эскизной компоновки. 24

7.1. Разрез редуктора по плоскости разъёма.

7.2 Фронтальная проекция. 26

Библиографический список. 27

Приложение. 29

Введение.В курсовом проекте выполнены расчеты:

·        Основных кинематических и энергетических параметров привода;

·        Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

·        Расчет валов;

·        Расчет шпоночных соединений;

·        Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор.

На основе теоретических расчетов выполнены сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи нескольких деталей. 1.Выбор электродвигателя; расчет основных кинематических и энергетических параметров

1.1 Расчет мощности электродвигателя

Pдв  = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма,  P =4,2 кВт;

ηS – суммарный КПД привода,

              ηS =

где  - КПД ременной передачи, = 0,97

 - КПД зубчатой передачи, =0,98

-КПД одной пары подшипников качения,  = 0,99

р – количество пар подшипников качения, р=3

hS=

Тогда Pдв=4,2 ∕ 0,922=4,55 кВт

1.2 Расчет частоты вращения вала электродвигателя

nдв = nIV ∙u∑ ,

где nIV – частота вращения ведомого вала привода, nIV=78 об/мин

u∑ - суммарное передаточное отношение привода

,

где u1=2…5 – передаточное отношение ременной передачи

u2=2…5 – передаточное отношение зубчатой передачи      

nдв=78∙4…78∙25=312…1950 об/мин

Электродвигатель является стандартным изделием, nc выбираем из ряда: 750, 1000, 1500, 3000 об/мин

nc=1000 об/мин

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя, суммарного передаточного отношения ременной и зубчатой передачи.

Рн=5,5 кВт

nc=1000 об/мин

Марка электродвидагеля 4A132S2Y3 [1, с 390, т. П1]

S- скольжение электродвигателя, S=3,3%

Номинальная частота вращения

nH= nс (1 – ) = 1000 (1-0,033)=967 об/мин

uS = nH / nIV= 967/78= 12,39

Передаточное отношение зубчатой передачи  и2регламентируется стандартом [1, с.36]

и2=3,55

u1 =

1.4 Расчет частот вращения валов привода

nI=nH=967 об/мин

nII=об/мин

nIII=nII=nI=277,07 об/мин

n2=nIV= об/мин

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора

 P1=кВт

P2=Р1∙∙=4,32∙0,98∙0,99= 4,19 кВт

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

Ti=9550.

 T1= H×м

 T2 =Н∙м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ1=210               НВ2=190          [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

[σн]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

sHilimB - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

sHilimB =

sh2limB =  МПа

sh3limB=  МПа

[SHj] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[SH]= 1.1..1.2                    SH= 1.15

KHLj - коэффициент долговечности;

KHLj =1,

где NH0j – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

NH0j=

NH01=

NH02 =

NHEj – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

NHEj = T∑ ∙k∙ni∙60,

 где T∑ – срок службы зубчатой передачи; T∑=20000 часов

 k -  коэффициент использования передачи; k=0,8;

ni – частота вращения  валов редуктора, n1= 277,07 об/мин, n2= 78,05 об/мин;

NHE1 = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙108

NHE2 = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙108

Поскольку           

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[sh2]=  МПа

[sh3]=  МПа

Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости

1.                 [σн]=0,45∙([σн1]+[σн2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа

2.                 [σн]=1,23∙ [σнi]min= 1,23∙391=481 Мпа

[σн]=367 Мпа

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

         ,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа

  [1, c. 44, т.3.9]

 МПа

МПа

[SF] - коэффициент безопасности

[SF]= [SF]΄∙ [SF]΄΄,

где [SF]΄ - коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;

[SF]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса

[SF]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]

[SF]΄΄=1 [1, с.44]

[SF]=1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

 МПа

 МПа

 МПа

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

2.2.1 Расчет межосевого расстояния

=(u+1),

где  - коэффициент, учитывающий тип передачи;= 43

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,  [1, c.32, т. 3.1]

 - коэффициент ширины; = 0,25…0,5=0,4

u – стандартное передаточное отношение, u=u2=3,55;

T2 – крутящий момент на валу колеса, Т2 = 512,7 Н×м

αw =43∙(3,55+1) =178 ммОкруглим  до ближайшего большего стандартного значения  [1, с. 36] мм.

αw=180 мм

2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

bw2=bw=ψba∙ αw=0,4∙180=72 мм

bw= 71 мм   [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля зацепления

m=(0,01…0,02) αw=1,8…3,6 мм

Округлим m до стандартного значения [1, с. 36]: m= 3 мм2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба  в косозубой передаче

Z∑=,

где β – угол наклона зуба

β= 8…15°=10°              

Z∑==118,08Z=118

β = arcos=arcos=arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``

Z1=25,9Z1=26

Z2= Z-Z1=118-26=92

2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения

иф=3,538

[∆и]=±3,3%

         

∆и=∙100=0,33% < 3,3%

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1 Расчет по контактным напряжениям

Контактные напряжения равны

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270

aw - межосевое расстояние; мм

bw - расчетная ширина зубчатой передачи; мм

T2 - крутящий момент на валу колеса; н∙мм

uф - фактическое передаточное отношение;

KН - коэффициент нагрузки,

KН = KHα KHβ KНV.

v=ω1∙r1,

где ω1- угловая скорость шестерни, рад/м

ω1=               

r1- радиус делительной окружности шестерни; мм

r1=v==1130,9 мм/с=1,13 м/с

степень точности - 8

KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KHα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

KHβ  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

KHβ =1,0  [1, с. 39, т. 3.5]

KНV - динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

KНV=1,0 [1, с. 40, т. 3.6]

KH=1,09×1,0×1,0=1,09

σн= 363,61 Мпа

∆σн=∙100=0,92% <|±5%|2.3.2 Расчет по напряжению изгиба

KF - коэффициент нагрузки;

YF - коэффициент формы зуба;

Yb - коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;

 - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления; мм

bw –ширина колеса; мм

 - окружное усилие, Н

Ft =Ft1=Ft2=

где  T2 - крутящий момент на валу колеса;

 - диаметр начальной окружности колеса, мм

где  - диаметр начальной окружности шестерни, мм

dw1==79,33 ммdw2=79,33∙3,538=280,67 мм

Ft=3653,4 н

KF = KFβ ×KFV,

где KFβ  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки  по длине зуба;

KFV  - динамический коэффициент,

KFV=1,1 [1, c. 43, т.3.8]

Ψbd= - коэффициент диаметра

Ψbd=0,89

KFβ = 1,1 [1, c. 43, т.3.7]

KF = 1,1×1,1=1,21

YF=3,8 [1, c. 42]

Yb=1- 0,926

KFα [1, c. 46]

Еβ= 1,39 > 1

=0,92

σw=67,2 МПа  >[GF]=195 Мпа

Условия изгибной прочности передачи выполняются

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора

3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора

dw1=79,33 мм

dw2=280,67 мм

bw1= bw2+3…5=75 мм

bw2=71 мм

 мм

3.2 Компоновка валов

3.2.1 Расчет диаметров хвостовиков валов 

d1i=

где  - диаметр хвостовиков

 - для быстроходного вала

 - для тихоходного вала

 - крутящие моменты на валах,    

Т1=148,9∙103 Н×м

Т2=512,7∙ 103 Н×м

[τ]- допускаемое заниженное касательное напряжение

[τ]=15…20 МПа=18 МПа

d1Б=34,58 мм

[1, с. 161]    =36 мм

d1Т=52,22 мм

d1Т=55 мм           

d1Б =36 мм  d2Б =45 мм  d3Б =50 мм 

d1Т =55 мм  d2Т =60 мм  d3Т =65 мм  d4Т =70 мм  d5Т = d4Т +10           d5Т = 80 мм

1 – участок для установки полумуфты, соединительной муфты

2 – участок, контактирующий с уплотнением в сквозной крышке подшипника

3 – участки для установки внутренних колец подшипников качения

4 – участок для установки ступицы колеса

5 – буртосевой фиксации ступицы колеса и внутреннего кольца подшипника

6 – конус центрирования шпоночного паза на ступице относительно шпонки, установленной на валу3.3 Предварительный выбор подшипников

Предварительно выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии [1, c. 393, т. П.3]

3.3.1 Быстроходный вал

d=d3Б =50 мм                 N210 

c=35,1 кН             с0=19,8 кН

3.3.2 Тихоходный вал

d=d3Т =65 мм                 N213 

c=56 кН                с0=34 кН

3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора

3.4.1. Выбор способа смазки подшипника

При v=1,2 м/с >1 м/с смазка подшипников жидкая    

Заглубления подшипников в подшипниковые гнезда

с2=3..5 мм=4 мм           

3.5. Расчет  расстояния между точкой приложения усилий зацеплений и опорами валов  

a1=66,5 ммa2=68 мм

4. Расчет валов

4.1 Определение усилий зацепления

          Ft1= Ft2= Ft=3653,4 Н

            Fr1= Fr2= Ft∙1352,3 Н            Fa1= Fa2= Ft∙ tgβ= 3653,4∙tg10,4858=676,18 Н

4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4.2.1 Быстроходный вал

4.2.1.1 Вертикальная плоскость

         RAB=RBB==1826,7 Н

         М1В=RAB∙a1=1826,7∙66,5∙10-3=121,5 Н×м

         T=T1=148,9 Н×м4.2.1.2 Горизонтальная плоскость

  

RАГ== -877,8 Н   

RВГ== - 474,5 НМ1Г= RАГ∙а1= -877,8∙66,5∙10-3= -58,37 Н∙м

4.2.1.3 Расчет максимальных значений суммарной реакции в опорах и суммарного изгибающего момента

R max=R1=RA==2026,6 Н

M 1==134,8 Н×м4.2.2 Тихоходный вал

4.2.2.1 Вертикальная плоскость

RCB=RDB=1826,7 Н

M2B=RCB∙a2=1826,7∙68∙10-3=124,2 Н∙м

T=T2=512,7 Н×м4.2.2.2 Горизонтальная плоскость

 

RСГ= - 21,5 Н   

RDГ=1373,8

М2г=RDГ∙а2=1373,8∙68∙10-3=93,4 Н∙м

4.2.2.3 Суммарные значения

R2max=RD= 2285,6 Н

М2=155,4 Н∙м4.3. Уточненный расчет валов

4.3.1 Быстроходный вал

Материалом вала является материал шестерни, т. е. сталь 45 с термообработкой улучшение. Предел прочности определяется диаметром заготовки вала, который является диаметром окружности вершин зубьев шестерни

da1 ≈ dw1 + 2m = 79,33 + 2∙3 = 85,33 мм;

σв = 780 [1, с.34, т. 3.3]

S = Sτ =  , где:

τ-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

τ-1 = 0,58∙σ-1;

σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

τ-1 = 0,58∙335,4 = 194,532 МПа;

Kτ – коэффициент концентрации напряжения,

Kτ = 1,7  [1, с. 165, т. 8.5];

ετ – масштабный фактор,

ετ = 0,75  [1, с. 166, т. 8.8];

β – фактор поверхности,

β = 0,94  [1, с. 162];

τV – амплитуда цикла напряжения, МПа;

τm – среднее значение цикла напряжения, МПа;τV = τm =  =  =  

τV= 7,98 МПа

ψτ – коэффициент чувствительности материала,

 ψτ = 0,1 [1, с. 166];

S = Sτ = 9,7  > [S]=3,3

4.3.2 Тихоходный вал

Выбираем для вала сталь 45 с термообработкой улучшение.

Диаметр заготовки d5Т = 80 мм

σв = 780 МПа [1, с. 34, т. 3.3]

d4Т = 70 мм

S =  , где:

Sσ – запас прочности по нормальным напряжениям;

Sτ – запас прочности по касательным напряжениям

Sσ =

σ-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

σ-1 = 0,43∙σВ = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

Kσ – коэффициент концентрации напряжения,

Kσ = 1,8  [1, с. 165, т. 8.5];

εσ – масштабный фактор,

εσ = 0,76 [1, с. 166, т. 8.8];

β – фактор поверхности,

β = 0,94 [1, с. 162];

σV – амплитуда цикла напряжения, МПа

σV =  =  

σV=4,53МПа

ψσ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла,

ψσ = 0,2 [1, с. 166];

σm – среднее значение цикла напряжения,

σm=0,17 МПаSτ=29,3

S = Sτ =  

da2=dw2+2∙m=280,67+2∙3=286,67 мм

σв = 690 [1, с.34, т. 3.3]

τ-1 = 0,58∙σ-1;

σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙690 = 296,7 МПа;

τ-1 = 0,58∙296,7 = 172 МПа;

τV = τm =  =  =  

τV= 3,7 МПа

Kτ = 1,6  [1, с. 165, т. 8.5];

ετ = 0,65  [1, с. 166, т. 8.8];

β = 0,94  [1, с. 162];

ψτ = 0,1 [1, с. 166];

Sτ=17,09S = 14,7 > [S]=3,3

5. Расчет шпоночных соединений

5.1 Быстроходный вал

Примем муфты МУВП [1, c. 277, т. 11.5]

d1Б=36 мм

[Т]=250 н∙м > Т1=148,9 н∙м Тип I исполнение 2

 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

    мм

   =45-10=35 мм

где T1 - момент сопротивления на быстроходном валу, Н×м

d1Б - диаметр

h - высота шпонки, мм

lp - рабочая длина шпонки, мм

 t1 - глубина шпоночного паза на валу, мм

    σсм= 78,8 МПа < [σсм]=100 МПа5.2 Тихоходный вал

5.2.1 Шпоночные соединения на хвостовике

Выбираем муфту [1, c. 277, т. 11.5] Муфта МУВП

[Т]=710 н∙м,  Т2=512,7 н∙м  Тип I исполнение 2

L1T=82 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

 мм

мм

σсм= 86,3 МПа < [σсм]=100 МПа5.2.2 Шпоночные соединения на ступице колеса

    d4T=70 мм

l4T=bw2=71 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

b=20 мм,   h=12 мм,    t1=7,5 мм,     t2=4,9 мм

l=l4T-10…15=61…56=60 мм

lp=l-b=60-20=40 мм

    σсм=81,38 МПа < [σсм]=100 МПа

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор

6.1 Быстроходный вал

Подшипник шариковый радиальный однорядный N 210

c=35,1 кН             c0=19,8 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh=≥ Lhmin,

где n1 - частота вращения быстроходного вала,

 n1=277,07 об/мин

c - динамичная грузоподъемность подшипника, с=35,1 кН

m – показатель степени

m=3 (подшипники шариковые)

Lhmin – минимальная теоретическая долговечность;

Lhmin=10000 часов

p - эквивалентная динамичная нагрузка, кН

P = Kб ∙KТ (X∙V∙Fr + Y∙Fa),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Kб– коэффициент безопасности

Kб =1,4 [1, с.214, т.9.19];

KТ - температурный коэффициент,

KТ=1 [1, с.214, т.9.20]

V – коэффициент кольца

V=1 (вращается внутреннее кольцо)

Fr – радиальнаянагрузка на наиболее нагруженный подшипник; н

Fr=RA=R1=2026,6 H=2 кН

Fa – осевая нагрузка на подшипник, кН

Fa = Fa1=676,18 Н=0,67 кН

X, Y [1, с.212, т.9.18]

0,034   0,335X=0,56   Y=1,99

P = 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2+ 1,99×0,67)=3,43 кН

Lh = ∙ = 64400 часов > Lh min

6.2 Тихоходный вал

Подшипник шариковый радиальный однорядный N 213

c=56 кН      c0=34 кН

Lh=≥ Lhmin,n1=277,07 об/мин

m=3

P = Kб ∙KТ (X∙V∙Fr + Y∙Fa)

Fr=RD=R2=2285,6 H=2,2 кН

Fa = Fa1=676,18 Н=0,67 кН

V=1

0,3    0,019X=0,56   Y=1,99

KТ=1 [1, с.214, т.9.20]

Kб =1,4 [1, с.214, т.9.19];

P = 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2,2+ 1,99×0,67)=3,59 кН

Lh = ∙ = 228279 час > Lh min

7. Расчет элементов корпуса редуктора

7.1. Расчет глубины подшипниковых гнезд.

[1 с 240 рис. 10.18 вид к]

l2=K2+δ+4

где  d - толщина стенки основания корпуса редуктора, мм

Ci, Ki [1, с.242, т. 10.3]

В редукторе имеется 3 группы болтов:

·        фундаментные болты ;

·        болты , установленные в подшипниковых гнездах;

·        фланцевые болты

= 0,025+ 18,

=0,025×aw+1=0,025×180+1=5,5 мм =6 мм

d1=0,036∙aw+12=0,036∙180+12=18,48 мм

[1, с.242 т.10.3]

=М 20

=М 16

=М 12

49 мм

7.2 Расстояние от осей валов и контура внутренней стенки корпуса редуктора до центров болтов d2

7.2.1 Быстроходный вал

мм

где DБ – диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала

7.2.2 Тихоходный вал.        

мм

где DT – диаметр наружного кольца подшипника тихоходного вала

n2=δ+c2=6+21=27 мм    

7.3 Расчет ширины фланцев, соединительного основания и крышки корпуса редуктора.

3=K3+d=33+6=39 мм 

7.4. Расстояние от осей валов и контура до внутренней стенки корпуса редуктора до центров болтов d3

n3=c3+d=18+6=24 мм

7.5 Расчет ширины опорного фланца (лапы)

[1 с 240 рис. 10.18 вариант лапы без бобышки]

1=K1+d=48+6=54 мм              

7.6 Расчет толщины фланцев под болты .

7.6.1 Нижний фланец.

Расчет фланцев под болты d3 [1,c.240, p. 10.18, сеч.Б-Б]

b=1,5×d=1.5×6=9 мм

7.6.2 Верхний фланец.

b1=1,5×d1 ,

где d1 – толщина крышки стенки редуктора

=0,02×aw+1=0,02×180+1=4,6 мм      =5 мм

b1=1,5×5=7,5 мм

Толщина фланца

мм

ЗаключениеВ курсовом проекте  были выполнены расчеты:

·        Основных кинематических и энергетических параметров привода;

·        Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

·        Расчет валов;

·        Расчет шпоночных соединений;

·        Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор.

На основе теоретических расчетов выполнены сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи зубчатого колеса и тихоходного вала.Библиографический список

1.     Баранов Г.Л. Расчет зубчатой цилиндрической передачи / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 31 с.

2.     Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 47 с.

3.     Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учебное пособие / Г.Л. Баранов. Екатеринбург ИВТОБ УГТУ-УПИ, 2007. 220 с.

4.     Баранов Г.Л. Расчет валов, подшипников и муфт  / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2005. 45 с.

5.     Вешкурцев В.И. Посадки основных деталей редукторов: учебное электронное текстовое издание / В.И. Вешкурцев, Л.П. Вязкова, Л.В. Мальцев. Информационный портал ВПО УГТУ-УПИ, 1995. Режим доступа: http//www/ustu.ru.

6.     Зиомковский В.М. Детали машин, основы конструирования: учебное пособие для немашиностроительных специальностей вузов / В.М. Зиомковский. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 47 с.

7.     Расчет зубчатых передач: методические указания по курсам «Детали машин» и «Механика» / Г.И. Казанский и др. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2002. 36 с.

8.     Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский.  М.: Машиностроение,  2005. 415 с.

Приложение

bukvasha.ru

2 Кинематическая схема редуктора

Рисунок 2

Классификация редуктора :

– по форме зубчатых колес _________________________________________

– по числу ступеней _______________________________________________

– по числу потоков ________________________________________________

– по расположению зубьев __________________________________________

– по наклону линии зуба ____________________________________________

– по расположению осей ____________________________________________

– по конструктивным особенностям __________________________________

- вариант сборки редуктора по ГОСТ 20373-94 _________________________

3 Основные параметры зацеплений и зубчатых колес

Рисунок 3 Зубчатое зацеп- Рисунок 4 Колесо Рисунок 5 Вал-шестерня

ление __________ ступени

Примечание – На рисунках 3, 4, 5 должны быть проставлены конкретные размеры с

натуры и из таблицы 2.

По ГОСТ 2185-66: u0 = , aWБ = , aWT = , baБ = , baТ =

Отклонения параметров редуктора от стандартных, % :

u0 = , aWБ = , aWT = , baБ = , baТ =

Вывод о соответствии параметров редуктора стандартным _________________

____________________________________________________________________

4 Характеристика подшипников качения

Рисунок 6 Сечения подшипников

Таблица 3 – Подшипники качения

Наименование параметра

Обозна-чение

В А Л

входной

промежу-точный

выходной

1 Условное обозначение типоразмера :

ГОСТ на подшипники

тип

конструктивные особенности

серия

класс точности

2 Габаритные размеры, мм :

внутренний диаметр

d

наружный диаметр

D

iширина (монтажная высота)

B, (T )

3 Угол контакта, град

4 Базовая динамическая радиальная

грузоподъемность, кН

Cr

Таблица 2 – Основные параметры зацеплений и зубчатых колес

Наименование параметра

Обозна

чение

Форму-

ла*

Результаты по ступеням:

Приме-чание

быстроходная

тихоходная

z1

z2

z1

z2

1 Число зубьев

z1, z2

* найти и запис-ать соот-

ветству-

ющую

формулу

из п.2.2.2

измерение

суммарное ступени

z

расчет

2 Передаточное число : ступени

uБ, uТ

расчет

общее редуктора

u0

расчет

3 Межосевое расстояние, мм

aWБ, aWТ

измерение

4 Ширина зубчатого венца, мм

b1, b2

измерение

рабочая ширина венца, мм

bW

5 Длина зуба колеса, мм

l2

––

––

измерение

6 Ориентировочное значение косинуса угла наклона зубьев

cos

расчет

7 Модуль нормальный, мм : расчетное значение

mn

расчет

по ГОСТ 9563-60

mn

выбор

8 Угол наклона зубьев (с точностью до 10"), град

расчет

в градусах, минутах, секундах

9 Направление зуба

––

визуально

10 Делительный угол профиля в торцовом сечении

t

расчет

11 Основной угол наклона зуба

b

расчет

12 Проверка условия неподрезания зубьев :

допустимое минимальное число зубьев

z1min

––

––

расчет

сравнение z1 иz1min

> или <

––

––

коэффициенты смещения

х1, х2

расчет

13 Диаметры окружностей : делительных

d1, d2

расчет

начальных

dW1, dW2

расчет

вершин

dа1, dа2

расчет

впадин

df1, df2

расчет

14 Коэффициенты рабочей ширины венца по aW и dW1

ba, bd

расчет

5 Базовая статическая радиальная

грузоподъемность, кН

C0r

6 Допустимая частота вращения , мин-1

[n]

7 Масса одной штуки, кг

m

8 Схема установки на валу

Окончание таблицы 3

studfiles.net

Кинематическая схема редуктора

просмотр и скачивание документа - внизу страницы

Кинематическая схема редуктора

Позиции:

1. Электродвигатель;

2. Плоскоременная передача;

3. Соединительные муфты;

4. Зубчатый редуктор;

5. Исполнительный механизм;

I. Ведущий вал привода и ременной передачи;

II. Ведомый вал ременной передачи;

III. Ведущий вал зубчатой передачи;

IV. Ведомый вал зубчатой передачи и привода.

Задание на проект:

= 4,2 кВт, = 78 об/мин, тип - K, Т=20000 ч., режим-const.

Содержание

Кинематическая схема редуктора. 1

Введение.3

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. 4

1.1 Расчет мощности электродвигателя. 4

1.2 Расчет синхронной частоты вращения вала электродвигателя. 4

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя, суммарного передаточного отношения привода, передаточного отношения ременной передачи. 4

1.4 Расчет частоты вращения валов.5

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов на валах редуктора. 5

2. Расчет зубчатой передачи. 5

2.1 Выбор материалов и способов термообработки зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений.5

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи……………………………………………..8

2.3 Проверочный расчет косозубой передачи. 9

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора. 12

3.1 Компоновка передачи в корпусе редуктора. 12

3.2 Компоновка валов. 13

3.3 Предварительный выбор подшипников. 14

3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора. 15

4. Расчет валов. 15

4.1 Определение усилий зацепления. 15

4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. 16

4.3 Определение конструкции быстроходного вала.

4.4 Уточненный расчет валов. Расчет запаса прочности в опасных сечениях.18

5. Расчет шпоночных соединений. 21

5.1 Быстроходный вал. 21

5.2 Тихоходный вал. 21

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор. 22

6.1 Быстроходный вал. 22

6.2 Тихоходный вал. 23

7. Расчет элементов корпуса редуктора для второго этапа эскизной компоновки. 24

7.1. Разрез редуктора по плоскости разъёма.

7.2 Фронтальная проекция. 26

Библиографический список.27

Приложение. 29

Введение.

В курсовом проекте выполнены расчеты:

· Основных кинематических и энергетических параметров привода;

· Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

· Расчет валов;

· Расчет шпоночных соединений;

· Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор.

На основе теоретических расчетов выполнены сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи нескольких деталей.

1.Выбор электродвигателя; расчет основных кинематических и энергетических параметров

1.1 Расчет мощности электродвигателя

P дв =

,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P =4,2 кВт;

ηS – суммарный КПД привода,

ηS =

где

- КПД ременной передачи, = 0,97 - КПД зубчатой передачи, =0,98 -КПД одной пары подшипников качения, = 0,99

р – количество пар подшипников качения, р=3

hS =

Тогда P дв =4,2 ∕ 0,922=4,55 кВт

1.2 Расчет частоты вращения вала электродвигателя

n дв = nIV ∙ u ∑ ,

где nIV – частота вращения ведомого вала привода, nIV =78 об/мин

u ∑ - суммарное передаточное отношение привода

,

гдеu1 =2…5 – передаточное отношение ременной передачи

u2 =2…5 – передаточное отношение зубчатой передачи

n дв = 78∙4…78∙25=312…1950об/мин

Электродвигатель является стандартным изделием, nc выбираем из ряда: 750, 1000, 1500, 3000 об/мин

nc =1000 об/мин

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя, суммарного передаточного отношения ременной и зубчатой передачи .

Рн =5,5 кВт

nc =1000 об/мин

Марка электродвидагеля 4A132S2Y3 [1, с 390, т. П1]

S- скольжение электродвигателя, S=3,3%

Номинальная частота вращения

nH = n с (1 –

) = 1000 (1-0,033)=967 об/мин

u S =nH /nIV = 967/78= 12,39

Передаточное отношение зубчатой передачи и2 регламентируется стандартом [1, с.36]

и2 = 3,55

u 1 =

1.4 Расчет частот вращения валов привода

n I =nH =967 об/мин

n II =

об/мин

n III =nII =nI =277,07 об/мин

n2 =nIV =

об/мин

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора

P 1 =

кВт

P 2 =Р1 ∙ =4,32∙0,98∙0,99= 4,19 кВт

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

Ti =9550

.

T1 =

H×м

T2 =

Н∙м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ1 =210 НВ2 =190 [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

[σн ]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

sHi limB - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

sHi limB =

sh2 limB =

МПа

sh3 limB =

МПа

[ S H j ] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[S H ] = 1.1..1.2 S H = 1.15

KHLj - коэффициент долговечности;

KHLj =

1,

где NH 0j – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

NH0j =

NH 0 1 =

NH 0 2 =

N HEj – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

N HEj = T∑ ∙k∙ni ∙60,

где T∑ – срок службы зубчатой передачи; T∑ =20000 часов

k - коэффициент использования передачи; k=0,8;

ni – частота вращениявалов редуктора, n 1 = 277,07 об/мин, n 2 = 78,05 об/мин;

N HE1 = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙108

mirznanii.com

Кинематические схемы цилиндрических редукторов | Бесплатные курсовые, рефераты и дипломные работы

Лабораторная работа

«ИЗУЧЕНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ РЕДУКТОРОВ»

1.Цель работы:

Ознакомиться с устройством цилиндрического редуктора; изучить особенности обслуживания редуктора в эксплуатации (регулирование зубчатых зацеплений, подшипников, проверка и залив масла).

2. Из теории:

Назначение редукторов:

Цилиндрические редукторы — это механизмы, состоящие из зубчатых цилиндрических передач, служащие для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента.

Достоинствами редукторов по сравнению с другими механическими передачами являются малые габариты, высокая нагрузочная способность, высокий КПД (0,94…О,99), долговечность и надежность в работе, постоянство передаточного отношения, простота в эксплуатации ж ремонте.

 

Кинематические схемы цилиндрических редукторов

 

Одноступенчатые горизонтальный редуктор с цилиндрическими прямо- или косозубыми колесами. Передаточное отношение i = 2…6,3. Обеспечивает передачу вращающих моментов (на тихоходном валу) величиной от 250 до 4000 Нм.

 

 

Двухступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими колесами по развернутой схеме. Диапазон передаточных отношений i = 8…40. Достоинство – небольшая ширина редуктора. Недостаток – нагрузка между подшипниками распределяется неравномерно, создается концентрация нагрузки по дайне зубьев колес.

 

 

Двухступенчатый горизонтальный редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью. Нагрузка на подшипники распределяется более равномерно, чем в вышеназванном редукторе. Зубчатые колеса раздвоенных ступеней выполняются косозубыми и противоположно направленными винтовыми линиями.

 

 

Двухступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими колесами по соосной схеме. Передаточное отношение i = 8…50. Достоинство –небольшие габариты по длине. Недостатки – увеличение габаритов по ширине, сложность конструкции.

 

 

Трехступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими колесами по развернутой схеме. Обеспечивает на тихоходном валу передачу вращающего момента величиной от 1000 до 4000 Нм в диапазоне передаточных отношений i=45…200.

refac.ru