Кинематический расчет редуктора

↑

▷ Содержание

Стр 1 из 6Следующая ⇒

Содержание

Содержание. 4

1. Исходные данные. 5

2. Подготовка данных для ввода в ЭВМ... 6

3. Выбор и обоснование оптимального варианта. 8

4. Кинематический расчет редуктора. 11

5. Геометрический расчет зубчатых передач. 12

6. Статическое исследование редуктора. 14

6.1. Определение моментов в зубчатых колесах. 14

6.2. Определение усилий в зацеплении. 14

6.3. Определение реакций опор. 15

7. Расчет зубчатых передач. 17

7.1. Выбор материала и термообработка зубчатых колес. 17

7.2. Допускаемые контактные напряжения. 18

7.2.1 Быстроходная ступень. 18

7.2.2 Тихоходная ступень. 20

7.3. Допускаемые изгибные напряжения. 21

7.3.1. Быстроходная ступень. 21

7.3.2. Тихоходная ступень. 22

7.4. Проверочный расчет ступеней на контактную прочность. 23

7.4.1. Проверка быстроходной ступени. 23

7.4.2. Проверка тихоходной ступени. 24

7.5. Проверочный расчет на изгибную прочность. 25

7.5.1. Проверка быстроходной ступени. 25

7.5.2. Проверка тихоходной ступени. 26

8. Проектирование валов. 28

9. Подбор подшипников валов. 31

9.1. Определение ресурса подшипников промежуточного вала. 31

10. Расчет шпонок. 32

11. Проектирование зубчатых колес. 34

11.1. Основные конструктивные размеры колеса быстроходной ступени. 34

11.2. Основные конструктивные размеры колеса тихоходной ступени. 35

12. Расчет промежуточного вала на усталостную прочность. 36

12.1. Расчетная схема для промежуточного вала. 36

12.2. Расчет промежуточного вала на усталостную прочность. 39

13. Расчет и конструирование корпусных деталей и крышек. 42

13.1. Корпус редуктора. 42

13.2. Размеры конструктивных элементов внутреннего контура. 42

13.3. Обоснование выбора конструкции манжетных уплотнителей. 43

13.4. Определение размеров проушин корпуса редуктора. 43

13.5. Конструирование крышки редуктора. 44

14. Смазка редуктора. 45

14.1. Подбор системы смазки. 45

14.2. Смазочные устройства. 46

15. Конструирование крышек подшипников. 47

16. Конструирование приливов для подшипниковых гнезд. 48

17. Конструктивное оформление опорной части корпуса. 49

18. Подбор муфты.. 50

19. Эскизы стандартных изделий. 52

Список использованной литературы.. 57

Исходные данные

Рисунок 1.1. Схема привода №92

Рисунок 1.2. Схема редуктора №22

Подготовка данных для ввода в ЭВМ

Диаметр каната определяется из условия прочности с учетом коэффициента безопасности, устанавливаемого для каждой категории режима.

Диаметр грузового барабана назначаем из условия:

где е - коэффициент диаметра барабана, выбираемый в соответствии с нормами ГОСГОРТЕХНадзора; принимаем .

Принимаем диаметр барабана равным

Определение частоты вращения барабана

Рассчитаем КПД по формуле:

где – КПД подшипника;

– КПД редуктора;

– КПД зубчатого зацепления;

– КПД уплотнения;

Определим мощность привода:

Передаточное отношение редуктора:

где n_двиг – частота вращения электродвигателя;

n_бар – частота вращения барабана.

Определим оптимальное передаточное отношение редуктора, для этого составим таблицу.

Таблица №1. Частоты вращение электродвигателя.

Выбираем из этой таблицы следующие значения:

i = 26;

n_двиг = 1455 об/мин;

n_cинх = 1500 об/мин.

По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 132S4/1500:

Мощностью P=8.3 кВт и частотой вращения n=1500 об/мин.

Определение момента на барабане лебедки

Определим крутящий момент на зубчатом колесе тихоходной передачи:

Определим эквивалентное время работы:

Эквивалентное время работы зависит от режима работы и срока службы.

Для 1 режима работы - по таблице 8.10[3];

3. Выбор и обоснование оптимального варианта

Произведем расчет первых 3 вариантов компоновки редуктора, с целью нахождения наиболее оптимального из них.

Рисунок 3.1. Схема редуктора

Данный вид расчета осуществляется по следующим формулам:

где – коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12, кг/дм³

А- высота редуктора;

В- ширина редуктора;

L- длина редуктора;

V – объем корпуса редуктора;

a – зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (одно значение для всех вариантов).

1 Вариант

2 Вариант

3 Вариант

4 Вариант

Оптимизацию по критериям минимального объема и массы зубчатых колес проведем построением графика зависимости V и m от количества вариантов:

Рисунок 4. График объемов и масс редуктора

Из Рисунка 4 можно сделать вывод о том, что наилучшая компоновка редуктора достигается в третьем случае, т.к. при этом редуктор обладает оптимальными параметрами (объемом и массой).

Определение реакций опор

Рассмотрим промежуточный вал и действующие на него нагрузки:

Рисунок 6.2. Действующие нагрузки на промежуточный вал

Расстояние между колесами и шестернями определяем графически:

Плоскость XOY:

Сумма моментов относительно опоры 3:

, тогда

Проверка:

Плоскость XOZ:

Сумма моментов относительно опоры 3:

Проверка:

Определим радиальные и осевые реакции опор:

Опора 3:

Опора 4:

Расчет зубчатых передач

Быстроходная ступень

Для шестерни по таблице 8,9[3] определяем:

Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].

где - по рисунку 8.40 [3].

– эквивалентное число циклов;

где – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот,

– соответствующая частота вращения;

– ресурс привода;

– коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории режима.

Принимаем

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Примем .

Допускаемое контактное напряжение шестерни:

Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:

Коэффициент долговечности.

где - по рисунку 8.40 [3].

– эквивалентное число циклов;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Примем .

Допускаемое контактное напряжение колеса:

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

Тихоходная ступень

Для шестерни по таблице 8,9[3] определяем:

Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].

где - по рисунку 8.40 [3].

– эквивалентное число циклов;

где – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот,

– соответствующая частота вращения;

– ресурс привода;

– коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории режима.

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Допускаемое контактное напряжение шестерни:

Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:

Коэффициент долговечности.

где

– эквивалентное число циклов;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Допускаемое контактное напряжение колеса:

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

В итоге получаем:

7.3. Допускаемые изгибные напряжения

Проектирование валов

Рисунок 8.1. Конструкция валов редуктора

Рассчитаем диаметры валов редуктора.

Быстроходный вал

Примем

Диаметр посадочной поверхности под подшипник:

Примем

Диаметр буртика для упора подшипника

Промежуточный вал

Примем

Диаметр посадочной поверхности под подшипника

Принимаем

Диаметр буртика для упора подшипника:

Диаметр буртика для упора колеса:

Принимаем

Тихоходный вал

Принимаем

Диаметр посадочной поверхности для подшипника

Принимаем

Диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем

Диаметр посадочной поверхности для колеса:

Принимаем

Диаметр буртика для упора колеса:

Принимаем

Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими по ГОСТ 12081-72. Конический конец входного вала выполнен с наружной резьбой, а конец выходного вала выполнен с внутренней резьбой.

Размеры входного и выходного валов определяются по табл.24.27 [2].

Для быстроходного вала:

Рисунок 8.2. Окончание быстроходного вала

Для тихоходного вала:

Рисунок 8.3. Окончание тихоходного вала

Подбор подшипников валов

1) Для быстроходного вала-шестерни выберем шариковый радиальный однорядный подшипник №308 (средняя серия) по ГОСТ 8338-75 (табл. 24,10)

2) Для промежуточного вала выберем шариковый радиальный однорядный подшипник №308 (средняя серия) по ГОСТ 8338-75.

3) Для тихоходного вала выберем роликовый радиальный подшипник типа 7 №7310А (средняя серия) по ГОСТ 27365-87.

Расчет шпонок

Рисунок 10.1. Соединение шпонкой

Подбор шпонок произведем по таблицам стандартов ГОСТ 23360-78 для соединений типа вал-ступица. Принимаем величину допускаемых напряжений смятия [s_см] = 120 (МПа).

Определим рабочую длину шпонки:

1) Для конца быстроходного вала:

Для соединения быстроходного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

где Т– вращающий момент на колесе тихоходной ступени;

h–высота шпонки;

l–длина шпонки;

b–ширина шпонки.

2) Для колеса быстроходной ступени:

Для соединения промежуточного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

3) Для шестерни тихоходной ступени:

Для соединения промежуточного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

4) Для тихоходного вала:

Для соединения промежуточного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

Корпус редуктора

Основные размеры, определяющие внешние очертания корпуса находят в функции толщины стенки d. Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Толщина стенки корпуса редуктора:

. Принимаем

Диаметр d резьбы винта, соединяющего крышку и основание корпуса:

. Примем

Диаметр штифтов:

. Примем

Толщина внутренних ребер жесткости:

. Принимаем

Смазка редуктора

Подбор системы смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для проектирование редуктора применим картерную системы смазки, наиболее распространенную в машиностроении. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с. В нашем случае окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней находятся в этих пределах, поэтому применение такой системы смазки вполне оправдано.

Выбор смазочного материала определяется в зависимости от контактного напряжения и окружный скорости колес. Предварительно определим необходимую кинематическую вязкость масла по табл. 11.1 [1, стр. 173]. Для зубчатых колес контактные напряжения которых не превышает 1200 МПа, а окружные скорости до 2 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость равна 70 мм²/с. Редуктор предназначен для работы при температуре ≤ 40 ^оС. Всем перечисленным условиям соответствует масло индустриальное И-Г-А-32. Его употребляют в качестве рабочей жидкости в гидравлических системах станочного оборудования, автоматических линий, прессов, для смазывания легко средненагруженных зубчатых передач, направляющих качения скольжения станков, где они не требуется специальные масла, и других механизмов.

В двухступенчатой передаче при окружной скорости > 1 м/с (как в нашем случае) в масло можно погрузить только колесо тихоходной передачи, а максимальным уровень принимается равным трети радиуса колеса тихоходной ступени. Таким образом минимальный уровень масла равен 50 мм, а максимальным 110 мм от днища редуктора.

Приблизительный объем масла, необходимого для смазки редуктора:

где а·b – площадь днища;

h – высота масляного слоя.

.

Заливаем в редуктор масло в количестве 6.5 л.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач, стекающим со стенок корпуса.

Смазочные устройства

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой (рис. 14.1).

Рисунок 14.1. Пробка маслосливная

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы) (рис. 14.2).

Рисунок 14.2. Маслоуказатель

Подбор муфты

Для соединения электродвигателя с входным валом редуктора используем упругую втулочно-пальцевую муфту, так как эти муфты достаточно просты по конструкции, удобны при замене упругих элементов и не имеются жестких требований к компенсирующей способности.

Предварительно выбираем муфту МУВП-38, соответствующую стандарту ГОСТ 21424-93.

Выполним проверочный расчет упругих элементов на смятие и пальцев муфты на изгиб.

Допуская, что нагрузка между пальцами распределена равномерно, можем использовать формулу для расчета упругих элементов муфты на смятие по формуле:

где Т_к - вращающий момент;

d_п - диаметр пальца;

- число пальцев;

D ₀ - диаметр окружности расположения пальцев;

- длина упругого элемента;

Вращающий момент определяем по формуле:

где - номинальный длительно действующий момент на электродвигателе,

k - коэффициент режима работы. При равномерной нагрузке k =1.5 [1, стр. 334]

Пальцы муфты изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб:

где с - зазор между полумуфтами, равный 5 мм.

где - предел текучести материала пальцев;

Примем

Отсюда делаем вывод о том, что выбранная муфта работоспособна и применима в нашем случае.

Эскизы стандартных изделий

Подшипник шариковый радиальный ГОС

123456Следующая ⇒

Поделиться:

Познавательные статьи:



Алгоритмические операторы Matlab

Конструирование и порядок расчёта дорожной одежды

Исследования учёных: почему помогают молитвы?

Почему терпят неудачу многие предприниматели?