Редуктор конический » Рефераты: скачать бесплатно рефераты на любую тему.

Редуктор конический

I. Кинематический расчет и выбор электродвигателя.

М = 450 Н · м, Wк = 6 рад/с.

Общий КПД:

Вал А: .

Р = М · W = 6 · 450 = 2700 (Вт)

Требуемая мощность электродвигателя:

Выбираем электродвигатель с частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6У с параметрами Рдв = 3 кВт и скольжением 4,7 %.

Номинальная частота вращения: nдв = 1000 – 47 = 953 об/мин.

Общее передаточное отношение привода:

Частные передаточные числа можно принять для редуктора Uр = 3,98, тогда для цепной передачи

Частота вращения и угловые скорости валов редуктора:

|Вал |Р (кВт) |W (рад/с) |n (об/мин) |М (Н · м) |
|В |3000 |99,7 |953 |30 |
|С |2900 |25 |239 |120 |
|А |2700 |6 |57,3 |450 |

Вал В: n1 = nдв = 953 об/мин

W1 = Wдв = 99,7 рад/сек.

Вал С:

Вал А:

nк = 57,3 об/мин

Wк = 6 рад/с

Вращающие моменты на валу шестерни:

на валу колеса:

Т2 = Т1 · U1 = 30 · 3,98 = 120 Н · м = 120 · 103 Н · мм

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенной твердостью НВ 245.

Допускаемое контактные напряжения:

Здесь принято для колеса ?H lim b= 2HB+70=2·245+70=560 MПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности КHL=1.

Коэффициент безопасности примем [SH]=1,15.

Коэффициент KH? при консольном расположении шестерни 1,35, коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ?=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса: в этой формуле для прямозубых передач Кd = 99; передаточное число u=up=3,98

Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение de2=1000 мм.

Примем число зубьев шестерни Z2=Z; U=25(3,98=99,5

Примем Z2 = 100. Тогда

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76, 3%.

Внешний окружной модуль

Уточняем значение: de2 = me ( Z2 = 10 ( 100 = 1000 мм

Углы делительных конусов:

Ctg (1 = U = 3,98; (1 = 14054|

(2 = 900 - (1 = 900 - 14054| = 75046|

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b;

b = ?bReRe = 0,285 ( 515 = 146,7 мм

Принимаем b =147 мм

Внешний делительный диаметр шестерни de1 = me ( Z1 = 10 ( 25 = 250 мм

Средний делительный диаметр шестерни d1 = 2(Re - 0,5b) ( sin ( = 2(515 – 0,5 ( 147) ( sin 14054| = 883 (
0,2571 = 227 мм

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев) dae1 = de1 + 2me ( cos (1 = 250 + 2 ( 10 ( cos 14054| = 264 мм dae2 = de2 + 2m ( cos (2 = 1000 + 2 ( 10 ( cos 75046| = 1000 ( 20 (
0,26 = 1020,26 мм.

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес:

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

KH = KH? ( KH? (KHU

При ?bd = 0,6, консольном расположении колес и твердости HB(350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КН? = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,
КН? = 1,05.

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при U ( 5 м/с. КHU = 1,05

КН = 1,23 · 1,0 · 1,05 = 1,3

Проверяем контактное напряжение:

Силы в зацеплении:

окружная

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

Fr1 = Fa2 = Ft · tg ? · cos ?1 = 263 · tg 20 · cos 14054| = 0,97 · 263
· 0,36 = 92 осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Fa1 = Fr2 = Ft · tg ? · sin ?1 = 263 · tg 20 · sin 14054| = 263 · 0,36
· 0,24 = 23

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки КF = KF? · KFU

При ?bd = 0,65, консольном расположении колес, валах на рожковых подшипниках и твердости НВ ( 350 значения КF? = 1,38

При твердости НВ ( 350, скорости U = 4,35 м/с и седьмой степени точности КFU =1,45

KF = 1,38 · 1,45 = 2

Для шестерни

Для колеса

При этом YF1 = 3,15

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 ?0 F lim b = 1,8 НВ

Для шестерни ?0 F lim b1 = 1,8 · 270 = 490 МПа; для колеса ?0 F lim b2 = 1,8 · 245 =440 МПа.

Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]| ; [SF]| = 1,75; для поковок и штамповок [SF]|| = 1. Отсюда [SF] = 1,75 · 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Проверим зуб колеса:

III. Предварительный расчет валов редуктора.

Расчет редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведущего ТК1 = Т1 = 30 · 103 Н·мм; ведомого ТК2 = ТК1 · U = 120 · 103 Н·мм

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [?K] = 25 МПа

Диаметр под подшипником принимаем dn1 = 20 мм; диаметр под шестерней dk1 = 28 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала db2 определяем при меньшем [?k] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

Принимаем диаметр под подшипниками dn2 = 35 мм; под зубчатым колесом dk2 = 40 мм.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Длина посадочного участка lcm ? b = 147 мм; принимаем lcm = 150 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованное.

Его размеры: dae2 = 1020,26 мм, b2 = 147.

Диаметр ступицы dcm ? 1,6 · dk1 = 1,6 · 40 ? 65 мм; длинна ступицы lcm = (1,2 ч 1,5) · dk2 = (1,2 ч 1,5) · 40 = 48 ч 60; принимаем lcm = 55 мм.

Толщина обода ?о = (3 ч 4) · m = (3 ч 4) · 9 = 27 ч 36; принимаем ?о =
30 мм.

Толщина диска С = (0,1 ч 0,17) · Re = (0,1 ч 0,17) · 515 = 51,5 ч
875,5; принимаем С = 465 мм.

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки.

? = 0,05 · Re + 1 = 0,05 · 515 + 1 = 26,7 мм; принимаем ? = 27 мм.

? = 0,04 · Re + 1 = 0,04 · 515 + 1 = 21,6 мм; принимаем ? = 22 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки: b = 1,5 · ? = 1,5 · 27 = 40 мм; b1 = 1,5 · ?1 = 1,5 · 22 = 33 мм; нижнего пояса корпуса: p = 23,5 · ? = 2,

VI. Расчет параметров цепной передачи.

Выбираем приведенную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке:

Т3 = Т2 = 120 · 103 Н·мм;

Передаточное число цепной передачи Uц = 4,1

Число зубьев ведущей звездочки Z4 = Z3 · Uц = 23 · 4,1 = 93,48; принимаем Z4 = 93

Тогда;

Отклонение что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки Кэ = 1,25.

Шаг однорядной цепи:

При n2 = 239 об/мин. принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [p] = 20 МПа. Тогда:

Принимаем цепь с шагом t = 19,05 мм; Q = 31,8 кН, q = 1,9 кг/м; Аоп =
105 мм.

Скорость цепи:

Окружная сила:

Проверяем давление в шарнире:

уточняем допускаемое давление [p] = 19 [1 + 0,01(21 - 17)] ? 20 МПа: условие p ? [p] выдержано.

ац = 50 · t = 50 · 19,05 = 952,5 мм = 0,9 м.

Силы действующие на цепь: окружная Ftц = 1765 Н от центробежных сил FU = q · u2 = 1,9 · 1,72 = 5,5 H от провисания цепи при kf = 1,5; q =1,9 кг/м;

Ff = 9,81 · kf · q ·aц = 9,81 · 1,5 · 1,9 · 0,9 = 25 Н

Расчетная нагрузка на валы:

Fb = Ftц + 2Ff = 1765 + 2 · 25 = 1815 H

Диаметр ведущей звездочки: делительной окружности:

наружной окружности:

где d1 = 11,91 – диаметр ролика.

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение по формуле:

Это больше, чем требуемый коэффициент запаса [S] = 8,4; следовательно, условие S ? [S] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки dcm3 = 1,6 · 30 = 48 мм; lcm3 = (1,2 ч 1,5) 30 = 38 ч
45 мм, принимаем lcm3 = 40 мм.

Толщина диска звездочки 0,93 ВВН = 0,93 · 12,7 = 12 мм, где ВВН = 12,7 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена.

VII. Первый этап компоновки редуктора.

Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал.
Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии:
| | | |

VIII. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал.

Силы, действующие в зацеплении: Ft = 264 H, Fr1 = Fa2 = 92 H, Fa1 = Fr2
=23 H.

Первый этап компоновки дал f1 = 162 мм и с1 = 300 мм.

Реакция опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa).

В плоскости XZ

Rx2 · C1 = Ft ·f1;

Rx1 · C1 = Ft (c1 + f1);

Проверка: Rx2 – Rx1 + Ft = 142,56 – 406,56 + 264 = 0.

В плоскости YZ

;

Проверка: Ry2 – Ry1 + Fr = 41 – 133 + 92 = 0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S2 = 0,83 · e Pr2 = 0,83 · 0,36 · 150 = 45 H;

S1 = 0,83 · e Pr1 = 0,83 · 0,037 · 430 = 132 H; здесь для подшипника 7204 параметр осевого нагружения e = 0,36, а для
7207 е = 0,37.

Осевые нагрузки подшипников. В этом случае S1 > S2, Fa > 0, тогда

Pa1 = S1 = 132 (H); Pa2 = S1 + Fa = 132 +23 = 155 (H)

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

для заданных условий V = Kб = Кт =1; для конических подшипников при

коэффициент Х = 0,4 и коэффициент Y = 1,565.

Эквивалентная нагрузка Рэ2 = (0,4 · 150 + 1,565 · 155) = 302,57 Н = 0,3 кН

Расчетная долговечность (млн.об):

Расчетная долговечность (ч.)

где n = 974 об/мин – частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

РЭ1 = V · pr1 · Kб · Кт = 430 · 1 · 1 · 1 = 430 Н = 0,4 кН.

Расчетная долговечность, млн. об:

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов Ft = 264 H; Fr = 92 H; Fa = 23H.

Нагрузка на вал от цепной передачи Fb = 1815 H. Составляющие этой нагрузки Fbx = Fby = Fb · sin ? = 1815 · sin 450 = 1815 · 0,7 = 1270

Первый этап компоновки дал f2 = 526 мм; С2 = 973 мм; l3 = 31 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую осевую силу Fa), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым».

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости XZ:

Rx3 = 406,7 H Rx4 = 142,7 H

Реакции в плоскости YZ (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d2 = m · Z2 = 9,08 · 100 = 908 мм);

Ry3 = 131 H Ry4 = 39 H

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7207, то долговечность определили для более наружного правого подшипника:

Отношение , поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка PЭ4 = VPr4 Kб · Кт = 150 · 1 · 1,2 · 1 = 180 Н =
0,2 кН.

Расчетная долговечность, ч:

здесь n = 239 об/мин – частота вращения ведомого вала. Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7207 приемлемы.

IX. Второй этап компоновки редуктора.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 Ч 1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 ч 0,15)dП: принимаем ее равной 0,15 · 20 = 3 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

Очеркиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки х = 10 мм, y2 = 20 мм.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала

? 48 мм, а с другой – в мазеудерживающее кольцо; участок вала ? 60 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее колесо ? 35 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от ? 40 мм к ?
35 мм смещен на 2 – 3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса ?к = 27 мм и определяем размеры основных элементов корпуса.

Определяем глубину гнезда под подшипник lт ? 1,5 · Т2 = 1,5 · 18,25 =
27,3 мм, где Т2 – ширина подшипника 7207.

Х. Проверка прочности шпоночных соединений.

Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте db2 = 30 мм. Сечение и длина шпонки b Ч h Ч l = = 8 Ч 7 Ч 28; глубина паза t1 = 4 мм по ГОСТ 23360 – 78.

Момент на звездочке Т3 = 120 · 103 Н · мм

Напряжение смятия:

?см [?см]

XI. Уточненный расчет валов.

Материал валов – сталь СТ45 нормализованная; ?b = 570 МПа.

Пределы выносливости:

?-1 = 0,43 · ?b = 0,43 · 570 = 246 МПа

?-1 = 0,58 · ?-1 = 0,58 · 246 = 142 МПа

У ведущего вала определить коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимально изгибающие моменты My и Мх и крутящий момент Т2 = Т1.

Концентрация напряжений вызвана напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Мy = Rx2 · C1 = 142,56 · 300 = 43 · 103 H · мм

Mx = Ry2 · C1 = 41 · 300 = 12 · 103 H · м

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

; коэффициент ?? = 0,1

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше
[S] = 1,5 ч 1,7. Полученное значение S = 1,6 достаточно.

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом dk2 = 40 мм и под подшипником dП2 = 35 со стороны звездочки через оба эти сечения передается вращающий момент Т2 = 120 · 103 Н · мм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент:

а под подшипником Мu3 = Fb · l3 = 1815 · 31 = 56 · 103 H · мм