Редуктор одноступенчатый конический (стр. 3 из 3). Конический одноступенчатый редуктор


Одноступенчатый конический редуктор.

Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 900. Передачи с углом, отличным от 900, встречаются редко.

Передаточное число u одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колёсами, как правило, не выше 3-х; в редких случаях U=4. При косых или криволинейных зубьях U=5 (в виде исключения U=6,3).

У редукторов с коническими прямозубыми колёсами допускаемая окружная скорость v=5м/с. При более высоких скоростях рекомендуется применять конические колеса с круговыми зубьями, обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.

 

 

 

Выбор электродвигателя

Исходные данные: Р2 =1,5 кВт = 27 c-1

Выбор асинхронного электродвигателя производится по заданной

мощности и частоте вращения привода.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

Pтр = ,

= η1 ∙ η22 – КПД редуктора

η1 = 0,97 – КПД конической передачи [2, т. 1.1,с.5.]

η2 = 0,99 – КПД подшипников качения [2, т. 1.1, с 5.]

ηε = 0,97 ∙ 0,992 = 0,950

Pтр = = 1,57кВт.- Необходимая частота вращения электродвигателя

nтр = n2 ∙ u

n2 = = = 257 об/мин

u = 4 – рекомендуемое среднее передаточное число [2,c 7]

nтр = 257 ∙ 4=1028 об/мин

Принимаем асинхронный электродвигатель серии 4А, типоразмер 100L4.

(Рдв = 4,0; nдв = 1500, S = 4,7%). [2, т.п. 1, с. 39]

Для дальнейших расчетов принимаем:

P1 = Pтр =1,57 кВт

n1 = nдв∙(1-S) = 1000 об/мин

P2 = 1,5 кВт

n2 =257 об/мин

Кинематический и силовой расчёт

Уточняем передаточное число:

u = = = 3,89

Принимаем передаточное число по ГОСТ 12289-76:

u = 3,89

Определяем кинематические и силовые параметры для ведущего и ведомого валов редуктора.

Ведущий вал:

n1 = 1429,5 об/мин

= = = 107,59 c-1

P1 = 4,421 кВт

М1 = = = 10 Н·м

Ведомый вал:

n2 = 257 об/мин

= 27c-1

Р2 = 1,5 кВт

М2 = = = 55,55 Н·м

 

Расчёт передачи

Исходные данные:

P1 = 1,57 кВт P2 = 1,5 кВт

1 = 107,59 c-1 2 = 27 c-1

M1 = 10Н·м М2 = 55,55 Н·м

n1 = 1000 об/мин n2 = 257 об/мин

u = 3,89 = 36∙103 ч

Нагрузка: с лёгкими толчками.

1.Выбор материала и назначение ТО.

 

Шестерня – ­­­­­­­­­­­Сталь 35XM , ТВЧ, HRC 54

Зубчатое колесо – Сталь 50ХН, ТВЧ, HRC 51 [1, т 4.4, с.97]

 

2.Назначение базы испытания

 

База испытания при расчёте на контактную прочность :

NHO =90 ∙ 10 6 циклов [1, т 4.6, с. 99]

Базы испытания на изгибную прочность:

NFO =4 • 10 6 циклов [1, c. 102]

 

3. Определяем циклические долговечности шестерни и колеса

NН1 =573∙ 1∙ =573∙ 107,59× 36×103= 221,93×105 ч [1, т 4.6, с.99]

 

Nh3 =573∙ 2∙ =573× 27×36× 103 = 117,57×105 ч [1, c.123]

 

4. Коэффициент долговечности на контактную прочность.

 

KHL=1 так как NH>NHO [1, с. 100]

 

На изгибную выносливость

 

KHL=1(1,6≥KF≥ 1) [1, c.101]

 

5.Вычисление пределов контактной выносливости

 

Шестерня: σHlimb1 =23HRC= 23×54 = 1242 МПа

Колесо: σHlimb2 = 23HRC = 23×51=1173МПа [1, т 4.5, с.99]

 

6. Пределы изгибной выносливости

 

Шестерня: σFlimb1 = 800МПа

Колесо: σFlimb2 = 750МПа [1, т 4.7, с.102]

 

7. Определяем допускаемые напряжения.

 

7.1 Допускаемые контактные напряжения

[σH] = σHlimb ∙ZR∙KHL

SH

SH = 1,1-­­­­­­­ коэффициент безопасности [1, с.99]

ZR = 1 ­­­­­­­- коэффициент частоты поверхности [1, с.99]

 

Шестерня: [σh2] = 1242/1,2 = 1035МПа

Зуб.Колесо: [σh3] = 1173/1,2 = 977,5 МПа

Для расчетов принимаем меньшее значение [σH] = 977,5 МПа

 

7.2 Допускаемое нормальное напряжение изгиба

[σF] =σHlimb∙YR∙KHL∙KFC

SF

SF = 2 – коэффициент нагрузки [1, c.101]

YR = 1,2 – коэффициент чистоты поверхности [1, c.101]

KFC = 1 – коэффициент приложения нагрузки [1, c.101]

 

[σF1] = 800 ∙1,2 = 480МПа

2

[σF2] = 750 ∙1,2 = 450МПа

8. Определяем среднеделительный диаметр шестерни

 

=

 

 

Kd = 78МПа – вспомогательный коэффициент [1, c.132]

KHB = 1,44 – коэффициент нагрузки при расчёте по контактным напряжениям [1, т.4.9, с. 106]

 

Ψbd=0,4–коэффициент ширины венца зубчатых колес. [1, т.4.9, с. 106]

= = 47,15мм

9. Определение ширины венца шестерни и колеса:

 

b1 = Ψbd ∙ d1 = 0,5×47,15 = 23,575 мм

 

10.Определяем внешний делительный диаметр колеса:

= = ( ) × u = ( ) = 47,15+5,89=53,04 мм

Принимаем по ГОСТ de2 = 160 мм [1, т.4,18, с.133]

 

11.Определяем внешний модуль закрепления исходя из рекомендуемого числа

зубьев шестерни

Z1(рекомендуемое) = 18÷30

me = = = (0,9 ÷(30

По ГОСТ принимаем внешний модуль зацепления

me = 2 мм [1, c.75]

12. Определяем число зубьев шестерни и колеса:

 

Z2 = = = 63 Принимаем z2=63

Z1 = = = 16,13 Принимаем z1=16,13

 

13. Уточняем передаточное число:

u = = = 3,90

 

14. Определение углов делительных конусов:

tgδ2 = ctgδ1 = u = 3,90

δ2 = 720 42¢

δ1 =90- δ2 = 90 - 72042¢ = 170 18¢

15. Определяем другие основные параметры передачи:

 

Внешние диаметры шестерни

 

de1 = me ∙ z1 = 1×16 = 16 мм

dae1 = de1+2me ∙ cosδ1 = 16+2×0,948 = 18мм

dfe1 = de1 – 2,4me∙ cosδ1 = 16-2,4∙0,948 = 14мм

Внешние диаметры колеса

de2 = 63 мм

dae2 = de2+2me ∙ cosδ2 = 63+2×0,316= 63,632мм

dfe2 = de2 – 2,4me∙ cosδ2 = 63-2,4∙0,316 = 62,241 мм

 

Средние диаметры шестерни колеса и средний модуль зацепления:

d1 = de1 – b∙sinδ1 = 32-23∙0,316 = 2,212 мм

m= = = 0,45 мм

d2 = m∙ z2 =0,9×63 = 56,7мм

 

Внешнее конусное расстояние

Re = = = 25 мм

 

Среднее конусное расстояние

R = Re – 0,5∙b= 25-0,5∙23 = 13,5мм

 

16. Определение окружной скорости:

υ = ω1 ∙ = 107.59 × = 89.46 м/с

Принимаем 9-ую степень точности [1, т.4.2, c.91]

 

17. Определение усилий в зацеплении:

 

Окружные усилия:

Ft1 = Ft2 = = = 377Н

Радиальная сила шестерни равная осевой силе колеса:

Fr1 = Fa = Ft1 ∙ tgα ∙ sinδ1 = 0.364×0.316= 43Н

18. Проверка на контактную прочность

σH = zH ∙ zm ≤ [ ]

 

zH = 1,76-коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев

 

zm = 273МПа1/2 – коэффициент, учитывающий мех.свойства материалов

[1, c.132]

KHυ = 1,1-коэффициент динамической нагрузки [1, т.4.10, c.107]

 

σH = 1,76 ∙ 273 =

 

= 480,48×0,14×2,03×1,5×1,1=225,31≤ [ ]

%П = 10%-условие проч- ности удовлетворяется.

 

19. Проверка на изгибную прочность:

 

σF = YF ∙ KFβ ∙ KFυ ≤[ σF ]

 

KFβ = 1,25- коэффициент динамической нагрузки по напряжениям изгиба

 

Коэффициент формы зубьев принимаются в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

zυ1 = = = 17,01

 

zυ2 = = = 199,36

Соответственно коэффициент формы зубьев:

YF1 = 3,92

YF2 = 3,6 [1, т. 4.14, c.114] Сравниваем отношение:

[σF1]/YF1 = = 68,8 Мпа

 

[σF2]/YF2 = = 60,2 МПа

Следовательно проверку производим по большему значению, для шестерни:

 

σF1 = YF1 ∙ ∙KFβ ∙ KFυ

 

σF1 = 3,6 ∙ ×1,25 ×1,3=196МПа

 

σF1 = 196МПа < [σF1] = 216 Условие прочности на изгиб выполняется.



infopedia.su

Редуктор одноступенчатый конический - часть 3

Рассмотрим левый подшипник: отношение

=4971Н

Расчетная долговечность млн. об.

млн.об. ч.

Рассмотрим правый подшипник.

отношение

>е поэтому пи подсчете эквивалентной нагрузки пользуются формулой кН

где: X=0,4, Y=1,565.

Расчетная долговечность млн. об.

млн.об. ч.

Найденная долговечность не приемлема, поэтому после каждых 1900 часов работы следует менять подшипники.

Для ведомого вала были выбраны подшипники 7211.

Уточненный расчет валов

Считаем что нормальные напряжения от изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.

Материалы валов – сталь 45 нормализованная

.

Пределы выносливости

,

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса прочности, а именно место посадки подшипника, ближайшего к шестерне, в том опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты

.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Нмм Нмм

Суммарный изгибающий момент

Нмм

Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где по табл.

=2,7

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цккла косательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где:

=2,28, коэффициент =0,1

Коэффициент запаса прочности

Для обеспечения прочности коэффициент запаса прочности должен быть не меньше чем 1,5-1,7. Учитывая требования жесткости рекомендуют 2,5-3,0. Полученное значение 2,82 является достаточным.

Подбор и расчет шпонок редуктора. Побор шпонки на ведомый вал

По табл. 7.7 [1]выберем параметры шпонки (ГОСТ 23360-70):

- длина l = 70 мм

- ширина b= 20 мм;

- высота h = 18 мм;

- глубина шпоночного паза в валу

=11 мм;

- глубина шпоночного паза в ступице

=7,4 мм.

Выбранную шпонку проверим на сопротивление смятий боковых поверхностей по формуле 7.2 [1]:

,

где Т – передаваемый момент, Н*м;

d – диаметр вала, d = 55 мм;

– расчетная длина шпонки: мм; – допустимое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице 100…120 МПа.

Таким образом:

.

Выбор смазочного материала

конический редуктор двигатель подшипник передача

Смазывание конической передачи примем погружением зубьев колеса в масло. Достаточно чтобы в смазку погружалось большее из двух зубчатых колес. Глубина погружения не менее 66 мм

Требуемая вязкость масла при окружной скорости v=5-12.5 м/с,

. Подходит по вязкости автотракторное АК 10.

Выбираем смазку для подшипников. Принимаем консистентную смазку – консталин УТ-1. (ГОСТ 1957-52)

Заключение

В данной работе был спроектирован конический редуктор с прямыми зубьями. В пояснительной записке отражены все необходимые этапы, которые необходимо проделывать при проектировании конических редукторов. В ходе работы был выполнен сборочный чертеж редуктора и спецификация в соответствии с требованиями, установленными ГОСТ.

mirznanii.com

Редуктор одноступенчатый конический - часть 2

где

- базовое число циклов, равное 20000000 циклам, - фактическое число циклов шестерни или колеса.

где

-ресурс работы передачи. МПа, МПа,

Для прямозубой передачи

МПа,

(Иванов «ДМ» С. 169).

Определение основного геометрического параметра передачи (внешнего делительного диаметра колеса)

u = 4

допускаемое контактное напряжение = 517 МПа =0.285. - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, ,

следовательно, по ГОСТ – 12289 – 76

=350 мм

Вычисляем количество зубьев на колесах

Принимаем z1 = 25

Определяем внешний окружной модуль для колёс с прямыми зубьями.

Вычислим основные геометрические параметры

Углы делительных конусов колеса

шестерни

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца

принимаем 59.

Среднее конусное расстояние

Внешний делительный диаметр шестерни:

принимаем 88

Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

– шестерни

принимаем 95

– колеса

Средние делительные диаметры шестерни и колеса.

,

где:

средний делительный диаметр шестерни. = ,

где

– коэффициент ширины зубчатого венца

Определяем силы действующие в зацеплении зубчатых колес:

Окружная сила на среднем диаметре (пренебрегая потерями энергии в зацеплении по формуле)

,

где

окружная сила на среднем диаметре.

Осевая сила на шестерне равная радиальной силе на колесе

осевая сила на шестерне.

Радиальная сила на шестерне

равна осевой силе на колесе .

определяем среднюю окружную скорость колес

Произведем проверочный расчет передачи на контактную выносливость:

, меньше

Недогрузка составляет:

Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении

МПа определяем по формуле: ,

где

– вращающий момент на входном валу, Н·м.

Таким образом,

мм.

После определения минимального диаметра вала, конструктивно выбирается истинный диаметр. Таким образом

Ведомый вал .

Диаметр выходного конца ведомого вала определяем аналогично вычислению диаметра выходного конца ведущего вала.

мм.

Принимаем

ГОСТ

Построение эскизной компоновки

На основе данных, полученных, проводится построение эскизной компоновки в соответствии с рекомендациями, изложенными в «Курсовое проектирование деталей машин. Г.М.Ицкович, Б.Б. Панич, Москва: «Машиностроение» 1964».

Установку валов проектируем на радиально-упорных подшипниках. Для предотвращения вытекания масла из подшипниковой полоски, предусматриваем установку резиновых манжет, в крышках с отверстиями, для выступающих концов валов.

Построение эскизной компоновки приведено в приложении.

Подбор подшипников

Ведущий вал:

Силы действующие в зацеплении

Н; Н; Н.

Первый этап компоновки дал

мм; мм.

Реакцию опор (левую опору, воспринемающую внешнюю осевую силу

, обозначим индексом «2»):

В плоскости xz

Н Н

проверка:

В плоскости yz:

Н Н

Проверка

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакцый конических подшипников:

здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е=0.383.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае

; тогда Н; Н.

mirznanii.com

Конические редукторы. Редуктор одноступенчатый конический

Похожие главы из других работ:

Модернизация спирального гидроциклона СГМ-ТПИ

1.4. Конические гидроциклоны

На рис. 3, а показан конический гидроциклон, в котором верхний слой разгружается через сливную камеру; на рис. 3, б - гидроциклон позволяющий отбирать две фракции сливаемого продукта...

Одноступенчатые редукторы. Сварные соединения

1. Одноступенчатые редукторы

Привод машины занимает особое положение в технике, потому что без него механическое движение любого устройства невозможно...

Описание технологического процесса кислородной резки листовой стали марки 20А, толщиной 8 мм, длиной 1500 мм

3.1 Кислородные баллоны и редукторы

Кислород хранят и транспортируют в баллонах типа 150-150Л. Цвет баллона голубой, надпись черная. Рабочее давление 15МПа (150 кгс/смІ). Наиболее распространены баллоны вместимостью 40 куб.дм. Испытательное давление 22...

Описание технологического процесса кислородной резки листовой стали марки 20А, толщиной 8 мм, длиной 1500 мм

3.2 Ацетиленовые баллоны и редукторы

Ацетиленовые баллоны имеют те же размеры, что и кислородные, их тип 150-150 Л. Их заполняют пористой массой из активного древесного угля или смеси угля и пемзы, и инфузорной земли...

Редукторы

1. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ

Наиболее распространены как обладающие высокой несущей способностью и технологичностью, высоким К.П.Д. и более просты в эксплуатации. Изготавливаются с прямыми, косыми и шевронными зубьями, а так же с зацеплением Новикова...

Редукторы

Двухступенчатые редукторы

Двухступенчатые цилиндрические редуктора являются наиболее распространенными среди редукторов общего назначения. В целях компактности и уменьшения веса передаточные числа двухступенчатых редукторов следует брать не более 50...

Редукторы

Трехступенчатые редукторы

Выполняются обычно с передаточными числами до 315. При больших числах целесообразно переходить к четырехступенчатым, которые наиболее часто выполняются с U=250+1500. Четырехступенчатые редукторы не стандартизированы...

Редукторы

Безлюфтовые редукторы

На рисунке 7 показана схема безлюфтового редуктора, который применяется в станках с цифровым программным управлением, в приборах и других механизмах, работа которых требует большой точности...

Редукторы

Редукторы с встроенными фрикционными муфтами.

На схемах 1 и 2 рисунка 8 показаны примеры применения встроенных фрикционных муфт. На схеме 1 показана дисковая муфта, которая может ограничивать передаваемый момент или отключать редуктор. Регулировка силы, отжимающей муфту...

Редукторы

2. КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ

Конические передачи применяются в виде отдельных редукторов, но чаще входят в состав других смешанных коническо-цилиндрических редукторов. Конические редукторы дороже цилиндрических, сложнее в изготовлении и монтаже...

Редукторы

3. ЧЕРВЯЧНЫЕ И ЧЕРВЯЧНО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ

Червячные редукторы могут быть с цилиндрическим и глобоидным червяком или с вогнуто-выпуклым зацеплением. Глобоидные все больше вытесняют передачи с цилиндрическим червяком, так как имеют больший К.П.Д....

Редукторы

4. ПЛАНЕТАРНЫЕ РЕДУКТОРЫ

Правильный выбор схемы планетарного редуктора и его удачная конструкция позволяют получить меньший вес и габариты, большие передаточные числа числа при малом числе колес, больший К.П.Д....

Редукторы

5. ВОЛНОВЫЕ РЕДУКТОРЫ.

Одним из эффективных путей повышения несущей способности и точности работы зубчатых передач является увеличение числа зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Этот путь привел к многопоточным простым, а затем и планетарным передачам...

Соединения деталей и узлов машин

5. Конические соединения

Конические соединения представляют собой разновидность фрик-ционных соединений, используемых для пе-редачи вращающего момента между дета-лями с соосными посадочными поверхностями...

prod.bobrodobro.ru

Редуктор конический прямозубый одноступенчатый U=6.3 | Редукторы

Гродненский государственный аграрный университет,Кафедра технической механики и материаловедения,Прикладная механика,На тему: "Расчёт и проектирование приводной станции подвесного конвейера"Гродно 2015

В рамках данного курсового проекта рассмотрены расчёты и проектирование приводной станции подвесного конвейера, который включает в себя асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу и одноступенчатый конический редуктор. Графическая часть включает в себя сборочный чертёж редуктора и 4 чертежа деталировки ( вал тихоходный, шестерня, глухая и сквозная крышки).Курсовой проект содержит 1 лист формата А1, 4 листа формата А3, одну спецификацию, 71 страницу пояснительной записки, содержащей 17 рисунков, 10 таблиц и 3 источника литературы.Привод - совокупность устройств, выполняющих те же функции, что и механическая передача, предназначенных для приведения в действия машин и механизмов.

Техническая характеристика:Передаточное отношение редуктора U=6,3.Потребляемая мощность Р=0,4 кВт.Передаваемый крутящий момент Т=101,07 Нм.Корпус редуктора выполнен с наружным расположением подшипниковых бобышек.Подшипники установлены "враспор" (вал между подшипниками сжат).

1.1 Исходные данные к курсовому проектуВариант исходных данных – 1:1) Тяговая сила цепи F = 0,8 кН.2) Скорость грузовой цепи = 0,5 м/с.3) Шаг грузовой цепи p = 100 мм.4) Число зубьев звёздочки z = 8.5) Срок службы привода – 5 лет.6) Режим работы трёхсменный.7) Валы установлены на подшипниках качения.Схема привод

Состав: Пояснительная записка, Общий вид конического редуктора (формат А1).Колесо (формат А3).Крышка глухая (формат А3).Крышка сквозная (формат А3).Вал ведомый (формат А3).Спецификация. Язык документа

Софт: КОМПАС-3D 15

vmasshtabe.ru

Конический одноступенчатый редуктор u=4 | Редукторы

Полоцкий Государственный УниверситетКафедра технологии конструкционных материаловКурсовой проект по дисциплине: «Детали машин»На тему:«Проектирование механического привода,согласно схемы и исходных данных»Новополоцк, 2013 г.

В рамках данного курсового проекта рассмотрены расчеты и проектирование редуктора общего назначения, который включает в себя электрический двигатель, ременную передачу и конический редуктор. Графическая часть содержит общий вид привода, сборочный чертеж редуктора и 3 чертежа деталировки редуктора (редуктор,вал тихоходный, крышка редуктора, шестерня, колесо,шкив).Курсовой проект содержит 3 листа формата А1, 3 листа формата А3, 2 спецификации, 40 страница пояснительной записки.Разрабатываемый привод предназначен для промышленного применения в различных отраслях машиностроения.Привод — совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие машин. Состоит из двигателя, силовых передач и системы управления.Силовая передача (трансмиссия) — совокупность сборочных единиц и механизмов, соединяющих двигатель с рабочим органом механизма или машины. Для передач вращательного движения различают передачи трения (ременные) и передачи зацепления (зубчатые, червячные, цепные и др.).

Техническая характеристика привода:P эд=5,5 кВт u рем=3,163n эд=1450 мин u зуб=4u 0=12,654 T вых=406,917 Нмn вых=114,591 об/мин

Техническая характеристика редуктора1. Частота вращения быстроходного вала, об/мин 14202. Общее передаточное число редуктора 173. Передаточное число быстроходной ступени 64. Передаточное число тихоходной ступени 3,555. Вращающий момент на тихоходном валу, Нм 560

Состав: Привод общего назначения (ВО), редуктор конисеский (СБ), деталировка (вал, шестерня, колесо), спецификация на привод, спецификация на редуктор, ПЗ Язык документа

Софт: КОМПАС-3D 13

vmasshtabe.ru