Кинематическая схема и определение привода. Проектное установление прочности валов и конструктивные расчёты зубчатых колёс. Нахождение размеров элементов корпуса и крышки, эскизная компоновка. Посадка зубчатых колес и подшипников, смазка редуктора.
Аннотация к работе
Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым цилиндрическим прямозубым редуктором по следующим данным: мощность на ведомом валу Р2 = 4,2 КВТ;1 1-электродвигатель; 2-муфта; 3-редуктор., где - общий КПД редуктора [1, с.89]. [5,с.93] Принимаем электродвигатель 4АМ112М4УЗ мощностью 5,5 КВТ, частотой вращения вала n1=1445 об/мин. Передаточное число редуктора определяется отношением номинальной частоты вращения электродвигателя n1 к частоте вращения ведомого вала при номинальной нагрузке: Передаточное число одноступенчатого редуктора принимаем согласно ГОСТ 21426 - 75 (табл.Принимаем материал колеса сталь 40 - улучшенная, для шестерни сталь 40Х - улучшенная, по табл.2.1 определяем: Для колеса - НВ=200; ?в=700 МПА; ?т=400 МПА; ?-1=300 МПА;Расчет на контактную прочность ведется по зубьям колеса, как менее прочным (твердым)[9,с.8], МПА. (4.1) где - предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений; Для улучшенных материалов принимают: ?H0= 2НВ 70=2·200 70=470, (2.2) где НВ - твердость колеса в единицах Бринелля, SH = 1,1-коэффициент безопасности;Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни и для колеса: , (МПА) (2.5) где ?F0i, - предел выносливости материала при пульсирующем (отнулевом) цикле напряжений при изгибе, МПА; (2.7) где NF0= 5 • 106 - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.Межосевое расстояние определяют из условия контактной прочности, мм где (Н-мм) - крутящий момент на ведомом валу одноступенчатого редуктора, n=2 для одноступенчатого редуктора; Р2 = Р1 ?0 - мощность на ведомом валу, КВТ; Кн - коэффициент расчетной нагрузки, предварительно принимают Кн =1,2...Полученное значение модуля m округляем до стандартной величины (табл.Суммарное число зубьев пары шестерня - колесо: , (2.10), (2.13)
Отклонение фактического передаточного числа от номинальной величиныДиаметры делительных (начальных) окружностей d1 = т·z=2,5 · 31=77,5 d2 = т·z=2,5 · 69=172,5По окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи, по табл.Проверку прочности зубьев по контактным напряжениям осуществляют по формуле: (128 ? 427,27 МПА) (2.16) где КН = КНВ KHV - коэффициент расчетной нагрузки; КНВ - коэффициент концентрации нагрузки, для прирабатывающихся зубьев КНВ =1.Окружная сила , (Н) где Т2 - крутящий момент на ведущем валу, Н/мм.Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба: (2.17) где KF=KFV KFB - коэффициент расчетной нагрузки, KFB =1-коэффициент концентрации нагрузки при расчете по напряжениям изгиба; YFI - коэффициент формы зуба, определяется по табл.Рекомендуется применять валы из термически обработанных среднеуглеродистых или низколегированных качественных сталей 35, 40, 45 или низколегированных сталей 40Х, 40ХН, 45Х.В рассматриваемой методике проектный расчет валов выполняют только по напряжениям кручения, поэтому для компенсации приближений проектного расчета допускаемые напряжения кручения принимают пониженнымиРасчетный диаметр соответствующего участка вала определяется по формуле где Т крутящий момент на рассматриваемом валу, Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал зубчатых колес, подшипников и т.д.Диаметр выходного конца вала d1 (под полумуфту) находят по формуле (3.1), где ; [?к] = 25 МПА. Полученный диаметр округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда Ra 40 ГОСТ 6636-69. Диаметр под уплотнение крышки с отверстием: d1’ = d1 (1…4), мм, в проектируемом редукторе применяем манжетные (резиновые) уплотнения, поэтому полученное значение диаметра d1’ необходимо округлить до ближайшего стандартного значения внутреннего диаметра манжеты d1’ =24 4=28 мм (см. табл.П.1, П.2).Определение размеров и разработка конструкции ведомого (тихоходного) вала осуществляется по аналогии с ведущим валом при Т=Т2 и допускаемых напряжениях [?к]=25 МПА. Полученный диаметр округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда Ra 40 ГОСТ 6636-69. Длины остальных ступеней и всего вала получаем из эскизной компоновки. Диаметр под уплотнение крышки с отверстием: d2’ = d2 (1…6), мм, в проектируемом редукторе применяем манжетные (резиновые) уплотнения, поэтому полученное значение диаметра d2’ необходимо округлить до ближайшего стандартного значения внутреннего диаметра манжеты d2’ =30 64=36 мм (см. табл.П.1, П.2). Диаметр под подшипник: d2’’ = d2’ (1…4), (мм), полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника d2’’ = 36 4=40 мм (см. табл.П.З).Корпус и крышку редуктора предполагаю отливать из серого чугуна марки не ниже СЧ15. Форма корпуса и крышки определяется технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом прочности и жесткости. Габаритные размеры корпусных деталей (корпуса и крышки) определяются размерами находящейся в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. Для повышения жесткости при одновременном снижении массы корпус снабжается ребрами жесткости. Принимаем толщину сте
План
Содержание
1. Задание
2. Кинематическая схема привода
3. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
4. Расчет зубчатых передач редуктора
4.1 Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки
4.2 Допускаемые напряжения
4.2.1 Контактные напряжения
4.2.2 Напряжение изгиба
4.3
4.3.1
4.3.1.1 Межосевое расстояние из условия контактной прочности
4.3.1.2 Модуль зацепления, мм
4.3.1.3 Числа зубьев
4.3.1.4 Фактическое передаточное число
4.3.1.5 Геометрические параметры зацепления
4.4
4.4.1 Проверочный расчет
4.4.1.1 Окружная скорость, м/с
4.4.1.2 Фактическая величина коэффициента расчетной нагрузки
4.4.1.3 Силы, действующие в зацеплении
4.4.1.4 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
5. Проектный расчет валов на прочность
5.1 Материал валов
5.2 Допускаемые напряжения
5.3 Геометрические параметры
5.3.1 Ведущий вал
5.3.2 Ведомый вал
6. Конструктивные расчеты зубчатых колес
7. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Эскизная компоновка
8. Подбор и проверка прочности шпонок
8.1 Ведущий вал
8.1.1 Шпонка на выходном конце
8.1.2 Шпонка под шестерней
8.3 Ведомый вал
8.3.1 Шпонка на выходном конце
8.3.2 Шпонка под колесом
9. Подбор подшипников качения
9.1 Ведущий вал
9.2 Ведомый вал
10. Уточненный расчет валов на выносливость
10.1 Ведущий вал
10.1.1 Данные для расчета
11. Посадки зубчатых колес и подшипников
12. Система смазки редуктора
13. Выбор муфты и проверка ее деталей на прочность