Реферати українською » Промышленность, производство » Розрахунок двоступінчастого редуктора


Реферат Розрахунок двоступінчастого редуктора

Страница 1 из 5 | Следующая страница

Зміст

1Кинематический і силовий розрахунок приводу

1.1 Підбір електродвигуна

1.2 Визначення потужностей, частот обертання і моментів на валах приводу.

2 Розрахунок елементів приводу

2.1 Розрахуноктихоходной щаблі

2.1.1Проектировочний розрахунок на контактну витривалість

2.1.2Проверочний розрахунок на контактну витривалість

2.1.3Проверочний розрахунок наизгибную витривалість

2.1.4Проектировочний розрахунок наизгибную витривалість

 2.2 Розрахунок швидкохідної щаблі

2.2.1Проектировочний розрахунок на контактну витривалість

2.2.2Проверочний розрахунок на контактну витривалість

2.2.3Проверочний розрахунок наизгибную витривалість

2.2.4Проектировочний розрахунок наизгибную витривалість

2.3 Розрахунок ремінної передачі

3 Першаескизная компонування редуктора

3.1 Попередній добір валів

3.2 Підбір підшипників

3.3 Підбір манжет

3.4 Визначення товщини стінки і дрібних розмірів фланців корпуси та інших розмірів редуктора

3.5 Визначення діаметрів болтів

3.6 Розміри фланців під болти

3.7 Визначення розмірів кришок підшипників


Запровадження

>Проектируется привід до агрегату. Прихід призначений задля забезпечення необхідної частоти обертання ікрутящего моменту валів споживача.

Прихід складається з електродвигуна, муфти, циліндричного редуктора і ланцюгової передачі.Редуктором називається передача, встановлена на закритому корпусі є зниження кутовий швидкості і підвищення обертаючого моменту на відомому валу.

У цьому технічному завданні редуктор включає у собі двікосозубие циліндричні передачі.


1Кинематический і силовий розрахунок приводу

1.1 Підбір електродвигуна

Загальний ККД приводу

h = hРП > hП > h>ЗПК > hП hЗП > hМ > hП = hРП > h>ЗПК > hЗП · h3П > hМ

де: hРП - ККД ланцюгової передачі, hРП = 0,95,

h>ЗПК - ККД циліндричноюкосозубой передачі, h>ЗПК = 0,96;

hЗСШ - ККД циліндричноюпрямозубой передачі, h>ЗПК = 0,96;

hМ - ККД муфти, hМ = 0,98;

hП - ККД підшипників, hП = 0,99;

h = 0,95 · 0,962 · 0,993 · 0,98 = 0,833.

>Требуемая потужність електродвигуна.

N>вх = N>вих /h;

де: h - загальний ккд приводу,

N>вх = 8/0,833 = 9,604 кВт;

Підбір електродвигуна з умови

N>дв > N>вх;

З заданого умови підбираємо двигун «>АИР132М2/1447 ТУ 16-525.564-84» з параметрами N>дв = 11 кВт, n>дв = 1447 хв-1 /5/.

1.2 Визначення потужностей, частот обертання і моментів на валах приводу.

Розрахунок потужностей (нумерацію елементів див. малюнок 1):

N>вх = N1 = 9,604kВт;

N2 = N1 > hРП = 9,604 0.95 = 9,1238kВт;

N3 = N2 > hП = 9,1238 0.99 = 9,033kВт;

N4 = N3 > h>ЗПК = 9,033 0.96 = 8,6713kВт;

N5 = N4 > hП = 8,6713 0.99 = 8,5856kВт;

N6 = N5 > hЗСШ = 8,5846 0.96 = 8,241216kВт;

N7 = N6 > hП = 8,241216 0.99 =8,159kВт;

N8 = N7 > hМ = 8,159 0,98 = 7,996kВт;

>Передаточное ставлення приводу:

і>прив = n>дв/ n>вих = 1447/150 = 9,647

і>прив = і>РЕД іРП;

іред= і>ЗПК іЗСШБ іТ;

іред>привРП;

Попередньо приймаємо іРП = 3, тоді

іред= і>прив/ іРП = і>ЗПК іЗСШБ іТ = 9,647/3 = 3,2157;

іТ = іЗСШ = 0,95=1,704

іБ = і>ЗПК = іред/ іТ = 3,2157/1,704 = 1,89 = 1,9

Уточнюємо іРП:

іРП = і>прив/ іред =9,647/ 3,2157 = 3


Приймаємо: іБ = 1,9; іТ = 1,7.

Частота обертання кожного елемента редуктора:

nI = n>дв = 1447 об./хв;

nII = nI>рп = 1447/3 = 482,333 об./хв;

nIII = nIIб = 482,333/1,9 = 253,86 об./хв;

nIV = nIIIТ = 253,86/1,7 = 149,33об/мин.n>вих.=150 об./хв.

Розрахунок кутових швидкостей:

wі =n/30,рад/с:

w>дв = wI =nI/30 = 3,14 1447/30 = 151,453 з-1;

wII =nII/30 = 3,14 482,333/30 = 50,5 з-1;

wIII =nIII/30 = 3,14 253,86 /30 = 26,571 з-1;

wIV =nIV/30 = 3,14 150/30 = 15,7 з-1;

Розрахуноккрутящих моментів Tі = Nі /wі >Нм;

Т1 = T>дв = N>дв/w>дв = 9604 /151,453 = 63,412Нм;

Т2 = N2/w2 = 9123,8/50,5 = 180,67Нм;

Т3 = N3/w3 = 9033 /50,5 = 178,8Нм;

Т4 = N4/w4 = 8671,3/26,571 = 326,345Нм;

Т5 = N5/w5 = 8585,6/26,571 = 323,12Нм;

Т6 = N6/w6 = 8241,216/15,7 = 524,92Нм;

Т7 = N7/w7 = 8159/15,7 = 519,682Нм;

Т8 = N8/w8 = 7996 /15,7 = 509,3Нм;      

>Долговечность приводу: термін їхньої служби 4 року за 2 змінній роботі (з огляду на те, що 1 рік прирівняний до 2618-и годинниковим робочим дням 1 змінній роботи) дорівнює 16 704 годин.

Таблиця 1.1 - Розподіл потужностей, частот обертання і моментів по валам приводу.

Вал n, об./хв >,рад/с

>ел.

N, кВт T,Нм Т,Нмм
Двигун 1447 151,453 1 9,604 63,412
I 482,333 50,5 2 9,124 180,67
3 9,033 178,8
II 253,86 26,571 4 8,6713 326,345
5 8,5856 323,12
III 150 15,7 6 8,24122 524,92
7 8,159 519,682
8 7,996 509,3


2 Розрахунок елементів приводу

2.1 Розрахуноктихоходной щаблі

2.1.1Проектировочний розрахунок з умови опору контактної втоми активних поверхонь зубів

Ставимо матеріал і твердість робочих поверхонь зубів.

Стали, рекомендовані для циліндричних і конічних коліс, види їх термообробки і механічні характеристики наведені у таблиці 2.1 /8/.

Під час проектування приводу вибираємо такий варіант термообробки: термообробка шестерні - поліпшення до середньої твердості H1=>285HB, колеса - поліпшення до середньої твердості М2=248НВ. Марки сталей однакові шестерні і колеса: сталь 45.Ориентировочное значеннядопускаемого контактного напруги при розрахунку витривалість (при коефіцієнті довговічності Zn=1) [>зв] 510-520МПа;

Визначеннядопускаемое контактне напруга [>зв]Р не що викликає небезпечної контактної втоми матеріалів коліс.

>Допускаемое напруга визначають для матеріалів шестерні [>зв]1 і колеса [>зв]2. За розрахунковедопускаемое напруга [>зв]Р приймають :

-дляпрямозубих циліндричних і конічних передач менше їх;

-длякосозубих ішевронних передач [>зв]Р =>0,45([зв]1 + [>зв]2). При виході [>зв] межі інтервалу (>l...l,23) [>зв]>min приймають найближче крайнє значення інтервалу, де [>зв]>min - менше з значень [>зв]1 і [>зв]2.


де:>Hlimb – базовий межа контактної витривалості матеріалів зубів,МПа

>>Hlimb =2Н>НВ+70 - при поліпшенні;

[P.SH] – мінімальний коефіцієнт запасу міцності

[P.SH] = 1,1 - при поліпшенні;

ZN – коефіцієнт довговічності, враховує вплив ресурсу;

ZR – коефіцієнт, враховує вплив вихідної шорсткостісопряженних поверхонь зубів

ZR = 1 приRa св. 0,63 до 1,25мкм;

ZR = 0,95 приRa св. 1,25 до 2,5мкм;

ZR = 0,90 приRa св. 2,5 до 10.0мкм;

ZX - коефіцієнт, враховує розмір зубчастого колеса

ZX = 1 - приd<700мм;

ZV - коефіцієнт, враховує вплив окружної швидкості коліс

ZV =1 - приV<5м/с;

ZV = 0,85 V0,1 - приV>5 м/с і М1 чи М2>350НВ;

ZR · ZX · ZV = 0,9 припроектировочном розрахунку

, причому0,75ZNZ>Nmax ,

де N>Hlimb – базове число циклів напруг, відповідне перелому кривою втоми.

N>Hlimb = 30 (>НВ)2,4 ≤ 120∙106 для сталевих матеріалів;

N>HE – еквівалентну число циклів зміни контактних напруг;

>qH – показник ступеня кривою втоми при розрахунку на контактну витривалість

>qH = 20 при N>HE> N>Hlimb;

Z>Nmax – граничне значення ZN,задаваемое задля унеможливлення пластичних деформацій у поверхні зуба

Z>Nmax = 2,6 при поліпшенні;

,

де NK – число циклів напруг у протягом відпрацювання заданого ресурсу передачі;

>H – коефіцієнт, враховує формуциклограмми навантаження

>H =1при постійному режимі навантаження;

,

деLh – необхідний ресурс передачі,

n – частота обертання валу,

j – число входженьрассчитиваемой боку зуба в зачеплення за оборот колеса /8/.

1) Для шестерні:

М1 = 285HB (Сталь 45 «Поліпшення»).

>Расчети:


>>Hlimb = 2·285+70=640МПа

NK = 60 ∙ 16704 ∙ 254 ∙ 1 = 254,6 ∙ 106;

>М =1; ( при постійному режимі навантаження);        

N>HE = NK;

Z>Nmax = 2,6; ( при поліпшенні);

N>Hlimb = 30 ∙ (285)2,4 = 23.4 ∙ 106 ≤ 120 ∙ 106;

Оскільки N>HE > N>Hlimb , то приймаємоqH = 20;

 

[P.SH] = 1,1 ( при поліпшенні);

[>М]1 = 640 0,888 0,9/ 1,1 = 465МПа.

2) Для відомого колеса:

М2 = 248НВ (Сталь40Х «Поліпшення»).

>Расчети:

>>Hlimb = 2·248 + 70 = 566МПа;

NK = 60 ∙ 16704 ∙ 150 ∙ 1 = 150,34 ∙ 106;

>М = 1; ( при постійному режимі навантаження);       

N>HE = NK;

Z>Nmax = 2,6; ( при поліпшенні);

N>Hlimb = 30 ∙ (248)2,4 = 16,7 ∙ 106 ≤ 120 ∙ 106;

Оскільки N>HE > N>Hlimb , то приймаємоqH = 20;

[P.SH] = 1,1; ( при поліпшенні);

[>М]2 = 566·0,9·0,896 / 1,1 = 415МПа.

Оскільки [>М]1=465МПа > [>М]2=415МПа, то "за розрахунковедопускаемое напруга [>зв]Р приймаємо [>М]1=465МПа, тобто [>зв]РТ = 465.

Визначення орієнтовного значеннямежосевого відстані

Визначають орієнтовний значеннямежосевого відстані з умови опору контактної втоми активних поверхонь зубів, мм

,де

Т1 – поводить момент на шестірні;

Доа - допоміжний коефіцієнт, рівний 495 дляпрямозубих і 430

длякосозубих ішевронних передач зі сталевими колесами;

До -коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження за довжиною контактнихлиний(в навчальних проектах можна визначити наближено за таблицею 2.3) /8/;

>>ba - попереднє значення коефіцієнта ширини віденця щодомежосевого відстані:

,де

>>bd - попереднє значення коефіцієнта ширини віденця щодо діаметра, задають за таблицею 2.2 /8/

>>bd = 0,6 … 1,2 - при несиметричному розташуванні колеса щодо опор і твердості поверхні зубів < 350НВ, приймаємо>bd = 1, тоді До = 1,04

,

Визначають числа зубів коліс

Z1=>bm/>bd Z1min, Z2 = Z1·u Z2min , де

>>bm - коефіцієнт ширини віденця щодо модуля зубів, задаютьпотаблице 2.2 /8/:

>>bm = (25…30) приймаємо>bm = 25

Z1min - найменше число зубів, вільний від підрізання номінальною вихідної виробляючої рейкою

 

,де

Х - коефіцієнт усунення вихідного контуру, при навчальному проектуванні X задається рівним нулю;

>>t - кут профілю вторцовомсечении, град

, де

>= 20 - кут профілю вихідного контуру по ГОСТ 13755-81


= 25 / 1 = 25 Z1min=17, Z2 = 25 · 1,7 = 42,5 Z2min=17

Уточнюємо значення передатного числа u = Z2 / Z1 = 43/25=1,72

Визначаємо ділильний нормальний модуль зубів, мм

,де

>>wt – кут зачеплення, град.

>>wt =>t => = 20° при Х12 = 0 і=0

>Округляют модуль до найближчого стандартного (таблиця 2.4)/8/. По ГОСТ 9563-60 приймаємоm = 4,5.

Уточнюємо значеннямежосевого відстані за стандартного на модулі, з точністю до сотої частки мм:

, приймаємо аw = 160

>Округляеммежосевое відстань по ГОСТ 2185-66 aw = 160 мм.

Уточнюємо значення коефіцієнта ширини зубчастого віденця:

>>bа =’>bа(а’w/ аw)3 = 0,741 · (143,343/160)3 = 0,533

Визначають робочу ширину віденця звичайною зубчастою передачі й округляють до цілого числа, мм:

bw = аw ·>bа = 0,533 · 160 = 85,3 ≈ 85


Визначають геометричні і кінематичні параметри передачі:

-ділильні діаметри, мм:

>d1 =m · Z1 = 4,5·25=112,5,d2 =m · Z2 = 5·43=193,5,

-початкові діаметри, мм:

>d>wl =2aw·Z1/ (Z1+ Z2)=117,65,d>w2 =2aw·Z2/ (Z1+ Z2)=202,35,

-діаметри западин, принарезанииреечним інструментом, мм:

>d>f1 =d1 -2m·(1,25 – X1) = 101,25,d>f2 =d2 -2m · (>l,25 - X2) = 182,25;

-діаметри вершин, з умови сталості радіальних проміжків, мм

>d>a1 =2aw -d>f2 -0,5m = 135,5,d>a2 =>2aw -d>f1 -0,5m = 216,5;

- коефіцієнтторцового перекриття (по наближеною формулі):

-осьової крок зубів, мм Рx = >m />sin = 0;

-коефіцієнт осьового перекриття> = bw/>Px (при=0>=Про);

-сумарний коефіцієнт перекриття> => +> = 1,69;

- основний кут нахилу лінії зуба, градb=arcsin (>sin ·cos) = 0;

- окружні швидкості коліс на початкових циліндрах, м/с:

 

>Назначаем ступінь точності передачі по ГОСТ 1643-81.

Для редукторів загального призначення при рівні розвитку техніки бути економічно виправданими сьома (нормальна) і восьма (знижена) ступеня точності, зокрема. і рівня точності за нормами плавності роботи. Коли Піночета призначили ступеня точності необхідно врахувати обмеження по окружної швидкості коліс. Передачі восьмий ступеня точності можуть експлуатуватися при швидкості V трохи більше 6 м/с - дляпрямозубих коліс і 10 м/с -длякосозубих. Передачі сьомий ступеня точності при швидкості V трохи більше 10 м/с - дляпрямозубих коліс і 20 м/с - длякосозубих.

2.1.2Проверочний розрахунок на опір контактної втоми активних поверхонь зубів

Визначаємо розрахункове контактне напруження як у полюсі зачеплення,МПа:

, де

>Ze - коефіцієнт, враховує механічні властивості матеріалів коліс:

Для сталевих матеріалів, при Є = 2,1 · 105МПа і = 0,3, ZE = 190;

>Zh - коефіцієнт, враховує форму пов'язаних поверхонь зубів в полюсі зачеплення (вплив радіусів кривизни поверхонь) і від нормальної сили на початковому циліндрі до окружної наделительном):

>Zh=,

>Zh = 2,5 при = 0 і Х1 = Х2 = 0

Z> - коефіцієнт, враховує сумарну довжину контактних ліній:

Z>= при=0 і>=0, Z>=;

Z>= при0 і><1;

F>t - окружна сила наделительном циліндрі в окружномусечении:

F>t =2000·Т1/>d1 = 2000·323,12/112,5 = 5744,4 М;

ДоМ- коефіцієнт навантаження при розрахунку по контактним напругам:

ДоМ = До · ДоА · До>НV · До , де

ДоА - коефіцієнт, враховує зовнішню динамічну навантаження (>неучтенную вциклограмме навантаження). ДоА = 1,т.к. в завданнях навчити на курсове проектування приводу потужність на вихідному валу приводу задана з урахуванням динамічної складової зовнішньої навантаження;

До - коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження за довжиною контактних ліній. Для циліндричних передач визначають за таблицею 2.3 /8/, при фактичному значенні>bd=bw/>d>w1

>>bd = 0,7225, тоді До = 1,05 – (0,8 – 0,7225)·0,02/0,2 = 1,04225;

До -коефіцієнт, враховує розподіл навантаження між зубами. До= 1 дляпрямозубих передач. Длякосозубих передач при навчальному проектуванні можна взяти До ≈ 1,35;

>Khv- коефіцієнт, враховує внутрішню динамічну навантаження, виникає взацеплении:

, де

W>HV - питома окружна динамічна сила,Н/мм:

,де

>М - коефіцієнт, враховує вплив твердості поверхонь зубів і виду звичайною зубчастою передачі, визначають за таблицею 2.5 /8/:

>М = 0,06 дляпрямозубой передачі й твердості зубів < 350НВ;

>М = 0,02 длякосозубой передачі й твердості зубів < 350НВ;

g>o - коефіцієнт, враховує вплив різниці кроків зубів шестерні і колеса, визначають за таблицею 2.6 /8/:

g>o = 5,6 для 8 ступеня точності й діють модулі < 3,55;

g>o = 6,1 для 8 ступеня точності й діють модулі 3,55…10;

g>o = 4,7 для 7 ступеня точності й діють модулі < 3,55;

g>o = 5,3 для 7 ступеня точності й діють модулі 3,55…10;

,

,

ДоМ = 1,082 · 1 · 1,04225· 1

Страница 1 из 5 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація