Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АрхитектураБиологияГеографияДругоеИностранные языки
ИнформатикаИсторияКультураЛитератураМатематика
МедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогика
ПолитикаПравоПрограммированиеПсихологияРелигия
СоциологияСпортСтроительствоФизикаФилософия
ФинансыХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника

Список используемых источников



 

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Прикладная механика. Задания на курсовой проект и методические указания. – Новосибирск: Изд-во НГТУ, 2004. – 42 с.

2. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов - 7-е изд., перераб. и доп. и др. – М.: Высш.шк., 2002-2008 -408 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб.пособие для студ.техн.спец.вузов – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. – 496 с.

4. Чешев В.Ф. Основы проектирования и конструирования механических передач: учеб.пособие – Новосибирск: Изд-во НГТУ, 2006. – 236 с.

 

РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

;

;

 

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема редуктора

 

1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТА ДВИЖУЩИХ СИЛ

1.1 Определение сил полезного сопротивления за рабочий ход

В соответствии с масштабами:

строим график .

По графику определяем значения , результаты сводим в таблицу 1.

Таблица 1 – Значения сил сопротивления за рабочий ход,

Р0

P1

P2

P3

P4

P5

P6

P7

P8

Р9

Р10

Р11

 

8,4

 

11,4

10,8

10,2

10,0

10,1

10,2

10,3

10,4

10,5

 

1.2 Определение скорости ведомого звена за рабочий ход

По заданному закону изменения скорости ведомого звена в пределах рабочего хода определяем значения скоростей:

. (1)

Результаты расчета сводим в таблицу 2.

Таблица 2 – Значения скоростей ведомого звена за рабочий ход

                     

 

1,7

3,2

4,5

5,5

5,9

5,9

5,5

4,5

3,2

1,7

 

По результатам расчета строим график изменения скорости ведомого звена за рабочий ход в соответствии с масштабным коэффициентом .

Рисунок 1 – Графики изменения сил полезного сопротивления и

скорости ведомого звена.

 

1.3 Определение момента сил сопротивления

Момент сил сопротивления определяется по формуле [1]:

(2)

где — сила сопротивления, ; — скорость ведомого звена, ;

— угловая скорость тихоходного вала редуктора, .

Результаты расчета сводим в таблицу 3.

Таблица 3 — Значения моментов сил полезного сопротивления,

Т0

Т1

Т2

Т3

Т4

Т5

Т6

Т7

Т8

Т9

Т10

 

1,1

3,0

4,1

4,6

4,8

4,7

4,4

3,7

2,6

1,4

 

По результатам расчета строим график зависимости в соответствии с масштабным коэффициентом .

 

 

Рисунок 2 – График изменения момента сил сопротивления

 

1.4 Определение работы сил сопротивления

Работа сил сопротивления определяется по формуле:



. (3)

Графическим интегрированием функции строим график изменения работы сил полезного сопротивления . Для этого концы средних ординат для каждого интервала проецируем на ось ординат и соединяем найденные точки с точкой , которая ограничивает слева выбранный отрезок интегрирования длиной . Лучи проведенные через точку , образуют углы с положительным направлением оси . На искомом графике проводим линии параллельные в пределах соответствующих интервалов лучам .

Так как работа движущих сил изменяется по линейному закону и при установившемся движении работа движущих сил за цикл равна работе сил сопротивления , построим график , проведя прямую линию из начала координат до конечного значения функции . Масштаб работы определится по следующему соотношению:

.

Рисунок 2 – Графики изменения момента сил сопротивления и момента движущих сил и графики изменения работы сил сопротивления и работы движущих сил.

 

1.5 Определение момента движущих сил

Графически продифференцировав график , определяем величину момента движущих . Для этого из точки проводим луч под углом , который отсечет на оси отрезок, пропорциональный :

.

1.6 Определение мощности электродвигателя

Расчетная мощность электродвигателя подбирается по величине по формуле:

, (4)

,

где - общий К.П.Д. привода; - К.П.Д. быстроходной и тихоходной ступеней редуктора; - К.П.Д. одной пары подшипников; - К.П.Д. муфты.

.

 

 


2 ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2.1 Кинематический и силовой расчет редуктора

Для каждой номинальной частоты вращения двигателя: , определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле:

, (1)

где - угловая скорость выходного вала редуктора.

Для двухступенчатых цилиндрических редукторов должно выполняться условие:

.

Определяем передаточные отношения ступеней редуктора для трех первых вариантов:

а) для быстроходной ступени :

округлим полученные значения до стандартных значений по ГОСТ 2185-66:

б) для тихоходной ступени :

.

Для принятых значений передаточных отношений и определим частоту вращения валов редуктора для всех принятых вариантов:

1) - угловая скорость ведущего вала редуктора, равная угловой скорости вала электродвигателя;

2) - угловая скорость промежуточного или второго вала редуктора:

3) - угловая скорость тихоходного или третьего вала редуктора: .

Определим крутящие моменты сил на валах редуктора для всех принятых вариантов:

1) - крутящий момент на тихоходном валу редуктора;

2) - крутящий момент на втором валу редуктора:

3) - крутящий момент на быстроходном валу редуктора:

Результаты расчетов сведем в таблицу 1.

 

Таблица 1 – Результаты кинематического и силового расчета редуктора

Название параметра

Значение параметра

Угловая скорость вала двигателя,

304,7

150,8

 

 

Передаточные

отношения

редуктора,

24,87

12,31

8,24

быстроходной ступени,

6,3

4,5

3,55

тихоходной ступени,

3,95

2,74

2,32

Угловая скорость промежуточного вала

48,4

33,5

28,5

Угловая скорость тихоходного вала

12,25

12,23

12,26

Крутящие

моменты на валах

редуктора,

быстроходного,

0,09

0,18

0,27

промежуточного,

0,52

0,76

0,89

тихоходного,

2,0

2,0

2,0

 

 

2.2 Определение предварительных межосевых расстояний редуктора

Предварительные межосевые расстояния редуктора определяются по приближенным формулам [1]:

(2)

где - межосевое расстояние быстроходной ступени, мм;

- межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.

Результаты расчета сведены в таблицу 2.

 

Таблица 2 – Результаты расчета межцентровых расстояний редуктора

Название параметра

Значение параметра

Угловая скорость двигателя,

304,7

150,8

101,0

Межосевое расстояние , мм

226,3

221,5

210,7

Межосевое расстояние , мм

286,9

251,8

240,3

 

Определяем массу редуктора по формуле [1] при выполнении условия

:

.

Результаты расчета сведены в таблицу 3. Массу электродвигателя выбираем по таблице П1 [1] для .

Таблица 3 – Результаты расчета массы привода

Масса, кг

двигателя

редуктора

привода

304,5

 

397,1

582,1

150,8

 

342,6

537,6

75,5

 

316,3

626,3

 

Для привода выбираем электродвигатель АИР180М4 [3] с частотой и мощностью .

 

3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

 

3.1 Выбор материала зубчатых колес

По предварительным межосевым расстояниям и определяем предварительные размеры зубчатых колес и размеры заготовок зубчатых колес:

Для зубчатых колес выбираем [1, таблица П3] сталь марки 40ХН:

.

Термообработка – нормализация.

Для шестерен также выбираем сталь марки 40 ХН:

.

Термообработка – улучшение.

 

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Для косозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимается среднее значение из и , если выполняется следующее условие [2]:

, (3)

где - меньшее значение из двух и .

Допускаемые контактные напряжения и определяются раздельно по формуле [2]:

, (4)

где - предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев; - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи; - коэффициент безопасности, принимаемый 1,1 для объемно-упрочненных зубьев и 1,2 – для поверхностно-упрочненных зубьев; произведение коэффициентов, учитывающих влияние шероховатости, скорости, смазки и размеров колес, для колес диаметром меньше 1000 мм по ГОСТ 21534-87 принимается .

Пределы контактной выносливости при выбранной термической обработке и твердости зубьев определяются по формуле [2]:

. (5)

 

Коэффициент долговечности определяется в зависимости от - суммарного числа циклов нагружения или перемены напряжений. Если , то , а если , то коэффициент определяется по формуле:

, (6)

, (7)

где - базовое число циклов; - расчетное число циклов при постоянном режиме нагрузки; - угловая скорость вала колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения; - число зацеплений зуба за один оборот колеса; - продолжительность работы передачи за расчетный срок службы.

Базовое число циклов нагружения определяется по формуле [2]:

(8)

Базовое число циклов для шестерен:

.

Базовое число циклов зубчатых колес:

.

Определяем расчетное число циклов нагружения для шестерен и зубчатых колес:

;

;

/

Суммарное число циклов нагружения больше базового числа циклов нагружения для всех зубчатых колес, поэтому .

 

3.2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость определяются по формуле [1]:

, (9)

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи;

- коэффициент безопасности ( для сталей ; вводят только для литых заготовок; вводят при работе в условиях коррозии или высоких температур);

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ( при односторонней нагрузке, при реверсивной нагрузке);

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности в основании зуба, принимаемый ;

- коэффициент, учитывающий механическое упрочнение, принимаемый ;

- коэффициент, учитывающий масштабный фактор, принимаемый .

Коэффициент долговечности , так как .

Пределы выносливости зубьев при изгибе при выбранной термической обработке и твердости зубьев определяются по формуле [2]:

. (11)

.

3.3 Определение размеров зубчатых колес

3.3.1 Определение размеров зубчатых колес тихоходной ступени

Определяем межосевое расстояние по формуле [2]:

, (12)

где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Произведение коэффициентов на стадии проектного расчета можно принять равным 1,3 [1].

По рекомендации [2, таблица 8.4] принимаем .

.

Расчетное значение округляем до стандартного значения: .

Определяем расчетное значение нормального модуля зацепления:

- для материалов колес . (13)

.

Значение модуля округляем до ближайшего стандартного значения: .

Определяем остальные параметры передачи, предварительно приняв наклон зубьев .

Число зубьев шестерни:

, (14)

округляем до целого значения .

Для передач без смещения должно быть выполнено условие: .

Число зубьев колеса:

, округляем до целого значения .

Уточняем значение угла :

. (15)

Диаметры делительных окружностей:

шестерни: (16)

колеса: . (17)

Проверка: межосевое расстояние

.

Диаметры вершин зубьев:

шестерни: (18)

колеса: . (19)

Ширина колеса:

. (20)

Ширина шестерни:

. (21)

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

. (22)

Определяем окружную скорость колес:

.

При данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления зубьев тихоходной передачи.

3.3.2 Проверка контактных напряжений тихоходной ступени

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки [1]:

. (23)

Коэффициент определяют по формуле [2]:

(24)

где - степень точности изготовления зубчатых колес;

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

.

Коэффициент определяем по графикам [2, рисунок 8.15] в зависимости от коэффициента : .

По таблице 8.3 [2] уточняем коэффициенты динамической нагрузки: .

Коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям:

.

Определяем контактные напряжения по формуле [2]:

, (25)

, (26)

(27)

где - коэффициент торцевого перекрытия.

.

.

 

 

3.3.3 Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость

по напряжениям изгиба

По таблице 8.3 [2] уточняем коэффициент динамической нагрузки: . Коэффициент определяем по графикам [2, рисунок 8.15] в зависимости от коэффициента : . Коэффициент .

Коэффициент расчетной нагрузки при изгибе:

.

Определяем окружную силу:

.

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле [2]:

. (28)

По графику [2, рисунок 8.20] определяем коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса при эквивалентном числе зубьев:

.

Определяем коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба [2]:

(29)

 

.

.

 

Определяем сравнительные характеристики прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:

.

Второе отношение меньше, поэтому проверку на сопротивление усталости по напряжениям изгиба выполняем для колеса.

Определяем напряжения изгиба по формуле [1]:

. (30)

.

3.3.4 Определение размеров зубчатых колес быстроходной ступени

Определяем межосевое расстояние по формуле [2]:

, (31)

где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Произведение коэффициентов на стадии проектного расчета можно принять равным 1,3 [1].

По рекомендации [2, таблица 8.4] принимаем .

 

.

Расчетное значение округляем до стандартного значения: .

Определяем расчетное значение нормального модуля зацепления:

- для материалов колес . (32)

.

Значение модуля округляем до ближайшего стандартного значения: .

Определяем остальные параметры передачи, предварительно приняв наклон зубьев .

Число зубьев шестерни:

, (33)

округляем до целого значения .

Для передач без смещения должно быть выполнено условие: .

Число зубьев колеса:

, округляем до целого значения .

Уточняем значение угла :

. (34)

Диаметры делительных окружностей:

шестерни: (35)

колеса: . (36)

Проверка: межосевое расстояние

.

Диаметры вершин зубьев:

шестерни: (37)

колеса: . (38)

Ширина колеса:

. (39)

Ширина шестерни:

. (40)

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

. (41)

Определяем окружную скорость колес:

.

При данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления зубьев тихоходной передачи.

3.3.5 Проверка контактных напряжений быстроходной ступени

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки [1]:

. (42)

Коэффициент , определен выше.

Коэффициент определяем по графикам [2, рисунок 8.15] в зависимости от коэффициента : .

По таблице 8.3 [2] уточняем коэффициенты динамической нагрузки: .

Коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям:

.

Определяем контактные напряжения по формуле [2]:

, (43)

, (44)

(45)

где - коэффициент торцевого перекрытия.

.

.

.

3.3.6 Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость

по напряжениям изгиба

По таблице 8.3 [2] уточняем коэффициент динамической нагрузки: . Коэффициент определяем по графикам [2, рисунок 8.15] в зависимости от коэффициента : . Коэффициент .

Коэффициент расчетной нагрузки при изгибе:

.

Определяем окружную силу:

.

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле [2]:

. (46)

По графику [2, рисунок 8.20] определяем коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса при эквивалентном числе зубьев:

.

Определяем коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба [2]:

(47)

 

.

.

 

Определяем сравнительные характеристики прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:

.

Второе отношение меньше, поэтому проверку на сопротивление усталости по напряжениям изгиба выполняем для колеса.

Определяем напряжения изгиба по формуле [1]:

. (48)

.

4 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

4.1 Предварительный расчет валов

Для валов выберем нормализованную сталь 45, предел прочности .

Расчетный диаметр выходного конца быстроходного вала определяется по формуле [1]:

, (49)

где - пониженное допускаемое касательное напряжение при кручении.

.

Согласуем диаметры ротора электродвигателя и . У подобранного электродвигателя . Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75. Тогда , что соответствует ближайшему стандартному значению. Шестерню выполним за одно целое с валом (рисунок 1).

Расчетный диаметр промежуточного вала:

.

Полученное значение диаметра вала округляем до ближайшего стандартного значения: .

Расчетный диаметр тихоходного вала:

.

Полученное значение диаметра вала округляем до ближайшего стандартного значения: .

Диаметры различных участков вала (рисунок 2, 3,4) редуктора определяют по формулам [3] или по практическим рекомендациям.

Рисунок 2 – Эскиз быстроходного вала

Диаметры ступеней быстроходного вала (рисунок 2):

 

 

Рисунок 3 –Эскиз промежуточного вала

 

Диаметры ступеней промежуточного вала (рисунок 3):

Диаметры ступеней тихоходного вала (рисунок 4):

Рисунок 4 – Эскиз тихоходного вала

 

 

Уточнение диаметров валов редуктора [3]:

 

Рисунок 5 – Определение диаметров валов редуктора

 

 

4.2 Подбор подшипников качения

 

а) б) с)

 

Рисунок 6 – Эскизы радиально-упорных подшипников (по ГОСТ 831-75):

а) подшипник 36209 ГОСТ 831-75;

б) подшипник 36213 ГОСТ 831-75;

в) подшипник 36218 ГОСТ 831-75.

Угол .

Расстояние между торцом подшипника и точкой пересечения линий под углом и осевой может быть определено графически или аналитически по формуле:

.

 

4.3 Расстояния между деталями передач

Рисунок 7 – Размеры между деталями передач при эскизной компоновке.

 

Расстояние между колесами и стенкой редуктора:

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

.

Расстояние между торцевыми поверхностями колес:

.

 

 

4.4 Определение размеров зубчатых колес

 

 

Рисунок 8 – Формы колес в единичном и мелкосерийном производстве.

 

При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка, а при больших – заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки. При эти выточки, как правило, не делают.

Длину посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины зубчатого венца : . Принятую длину ступицы согласуют с расчетной длиной (при расчетах соединения колесо — вал) и с диаметром посадочного отверстия :

.

На практике . При выступающую часть ступицы располагают по направлению осевой силы .

Диаметр ступицы назначают в зависимости от материала колеса:

для стали ;

для чугуна .

Ширина торцов зубчатого венца: .

 

 

Рисунок 9 – Формы колес при серийном производстве.

 

При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампах.

 

4.4 Эскизная компоновка редуктора

 

а)

 

б)

Рисунок 6 – Этапы эскизного проектирования редуктора

 

 

При эскизной компоновке предварительно принимаются:

- длина посадочного конца вала ;

- длина промежуточного участка :

быстроходного вала цилиндрической передачи

;

тихоходного вала цилиндрической передачи

;

быстроходного вала конической передачи

.

 

Для соединения крышки с корпусом применяют болты с наружной шестигранной головкой или, предпочтительнее, винты с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником.

В зависимости от межосевого расстояния выбираем болты (рисунок 7):

 

М16.

Толщину стенки корпуса редуктора рекомендуется определять по формуле [3]:

,

где - вращающий момент на тихоходном валу, .

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Дата добавления: 2015-08-28; просмотров: 121 | Нарушение авторских прав




<== предыдущая лекция | следующая лекция ==>
Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей* | 

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.164 сек.)