Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 53
Содержание
Введение……………..…………………………………..……………..2 1. Анализ кинематической схемы…………..……..………………..2 2. Кинематический расчет привода…………………………………3 3. Определение геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи………………………………………….…………..6 4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи………9 5. Определение геометрических размеров и расчет на прочность выходного вала…………………………………………….11 6. Проверочный расчет подшипника..……………………………….16 7. Список использованной литературы……………………………..18 Редуктор - это механизм состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус. Редуктор предназначен для понижения числа оборотов и, соответственно, повышения крутящего момента. Редукторы делятся по следующим признакам: - по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные: - по числу ступеней - на одноступенчатые (когда передаче осуществляется одной парой колес), двух-, трех- или многоступенчатые: - по типу зубчатых колес - на цилиндрические, конические,иликоническо-цилиндрические; - по расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные, вертикальные, наклонные: - по особенностям кинематической схемы " на развернутую, соосную. с раздвоенной ступенью. 1. Анализ кинематической схемы
Наш механизм состоит из привода электромашинной (1),муфты (2), цилиндрической шестерни (3), цилиндрические колеса (4), конической шестерни (5), конического колеса (6), валов (7,6,9) и трех пар подшипников качения. Мощность на ведомом валу N3
=9,2 кВт, угловая скорость п3
= 155 об/мин, привод предназначен для длительной работы, допускаемое отклонение скорости 2. Кинематический расчет привода
2.1. Определяем общий КПД привода
Согласно таблице 5 (1) имеем h1
=0,93 - КПД прямозубой цилиндрической передачи; h2
=0,9 - КПД конической
передачи; h3
=0,98 - КПД подшипников качения; h4
=0,98 - КПД муфты h = 0,93 * 0,983
* 0,9 * 0,98 = 0,77 2.2. Определяем номинальную мощность двигателя Nдв
=N3
/h=11,9 кВт 2.3. Выбираем тип двигателя по таблице 13 (2). Это двигатель А62 с ближайшим большим значением мощности 14 кВт. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения 1500 об/мин. 2.4. Определяем передаточное число привода i = iном
/n3
= 1500/155 = 9,78 2.5. Так как наш механизм состоит из закрытой цилиндрической передачи и открытой конической передачи, то разбиваем передаточноечисло на две составляющих: i = i1
* i2
По таблице б (1) рекомендуемые значения передаточных отношений цилиндрической передачи от 2 до 5; конической - от 1 до 3 по ГОСТ 221-75. Назначаем стандартные передаточные числа i1
= 4, i2
= 2,5. 2.6. Уточняем общее передаточное число i = g.5 * 4 = 10 2.7. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения выходного вала
где 2.8. Допускаемая частота вращения выходного вала с учетом отклонений
2.9. Зная частные передаточные отношения определяем частоту вращения каждого вала:
Таким образом, частота вращения выходного вала находитсяв пределах допустимой. 2.10. Определяем крутящие моменты, передаваемые валами механизма с учетом передаточных отношений и КПД:
2.12. Построим график распределения крутящего момента и мощности по валам привода 3. Определение
геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи
3.1. Для колес со стандартным исходным контуром, нарезаемым без смещения режущего инструмента (х = 0), число зубьев шестерни рекомендуется выбирать в пределах от 22 до 26. Выбираем Z1
= 22 3.2. Число зубьев колеса: Z2
= Z1
* i1
= 22 * 4 = 88 3.3. Определяем межосевое расстояние по формуле
где Ka
- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 43; i1
По таблице 3.1 (3) определяем марку стали для шестерни - 40Х. твердость >
45HRC: для колеса - 40Х. твердость По таблице 3.2 (3) для шестерни Тогда Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных передач округляем до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров, AW
= 100 мм. 3.4. Определяем модуль зацепления по формуле
где Кm
, - вспомогательный коэффициент, длякосозубых передач равен 5,8;
Тогда
Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного из ряда стр.59 (3). Для силовых зубчатых передач при твердости одного из колес > 45HRC. принимается модуль > 1.5. поэтому принимаем модуль m=2. 3.5. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
3.6. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, то есть Z = 100. 3.7. Определяем число зубьев шестерни
3.8. Определяем число зубьев колеса Z2
= Z - Z1
= 100 - 20 == 80 3.9.Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение
следовательно передаточное число выбрано верно. 3.10. Определяем основные геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу Диаметр окружности выступов, мм 4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи
4.1 Определяем делительный диаметр колеса
где VН
- коэффициент вида конических колес, для прямозубых равен 1. Тогда
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров табл.13.15 (3). dе4
=250 мм 4.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса
4.3. Определяем внешнее конусное расстояние
4.4. Определяем ширину зубчатого венца
4.5. Определяем внешний окружной модуль
где Кf
b
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, равен 1; (3) Vf
= 0,85 - коэффициент вида конических колес. (3)
Так как передача открытая, увеличиваем значение модуля на 30%, то есть m = 5 мм. 4.6. Определяем число зубьев колеса и шестерни
4.7. Определяем фактическое передаточное число.
4.8. Определяем внешние диаметры шестерни и колеса: делительный
вершин зубьев
впадин зубьев
средний делительный диаметр
5. Определение геометрических размеров и расчет на прочность выходного вала
5.1. Определяем силы действующие в зацеплении конической прямозубой передачи: окружная
радиальная
осевая 5.2 Выбираем материал для вала по таблице 3.2 (3). Это сталь 45 улучшенная, со следующими механическими характеристиками:
допускаемое напряжение на кручение 5.3. Ориентировочно определяем геометрические размеры каждой ступени вала: - диаметр выходной части
Принимаем d1
= 45 мм. Исходя из этого принимаем диаметр под подшипником d2
= 50 мм. 5.4. Выбираем предварительно подшипники качения. По таблице 7.2 (3)для конической передачи при n<1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d2
= 50мм. Это подшипник легкой широкой серии 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, угол контакта 160
, Cr
=62 kH. 5.5. Вычерчиваем ступени вала по размерам, полученным вориентировочном расчете и определяем расстояния между точками приложения реакций подшипников. 5.6. Вычерчиваем схему сил в зацеплении конической передачи. 5.7. Определяем реакции опор: а) вертикальная плоскость
б) строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C(рис.
5.1)
в) горизонтальная плоскость,
Проверка: г) строим эпюры изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C (Рис.5.1) MYC
= 0, MYB
= Ft
* l1
= 4580 * 52 = 238160 Нмм, MAY
= 0, д) строим эпюры крутящих моментов(Рис.5.1)
5.8. Определяем суммарные реакции опор
5.9. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении В
5.10. Определяем приведенный момент
5.11. Определяем диаметр вала исходя из третьей теории прочности
где Полученное значение вала под подшипником округляем до ближайшего стандартного d = 40 мм. В результате расчета уменьшим диаметр вала под колесом до 45 мм. 5.12.Рассчитываем шпонку на срез и смятие. Для закрепления на валах колес применяют шпонки. Размеры призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78, b*h = 14*9 мм, 1 = 38 мм. 5.13. Условие прочности при деформации смятия проверяется по формуле
где T - передаваемыйвалом крутящий момент;
5.14. Условие прочности при деформации среза проверяетсяпо формуле
где
6. Проверочный расчет подшипников
6.1. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем : угловая скорость вала Подшипники установлены по схеме враспор. 6.2. Определяем осевые составляющие радиальных реакций Rg1
= 0,83 e RBY
= 0,83 * 0,381 * 3400 = 1188 H, Rg2
= 0,83 e RBX
= 0,83 * 0,381 * 7557 = 2640 H, 6.3. Определяем осевую нагрузку подшипника Ra1
= Rs1
= 1188 Н, Ra2
= Rs1
+ Fa
= 2718 H. 6.4. Определяем отношения:
где V - коэффициент вращения. При вращающемся внутреннем кольце подшипника согласно табл.9.1 (3) V = 1. 6.5. По соотношению 0,35 < 0,381 и 0,36 < 0,381 выбираем формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки, воспринимаемой подшипником, Re
; Re
= VRr
Kg
KT
, Kg
- коэффициент безопасности, по табл.9.4 (3) Kg
=1,2, КT
- температурный коэффициент, по табл. 9.5 (3)=1, KT
тогда Re
= 1 * 3400 * 1,2 * 1 = 4080 H, 6.6. Определяем динамическую груэоподъемность
где Lh
- требуемая долговечность подшипника, при длительной работе привода, принимаем 5000 ч. Crp
< Сr
|