Содержание
Введение……………..…………………………………..……………..2
Анализ кинематической схемы…………..……..………………..2
Кинематический расчет привода…………………………………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,или
коническо-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
5%,
2. Кинематический расчет привода
2.1. Определяем общий КПД привода
(=(1*(2*(33*(4
Согласно таблице 5 (1) имеем
(1=0,93 – КПД прямозубой цилиндрической передачи;
(2=0,9 – КПД конической передачи;
(3=0,98 – КПД подшипников качения;
(4=0,98 – КПД муфты
( = 0,93 * 0,983 * 0,9 * 0,98 = 0,77
2.2. Определяем номинальную мощность двигателя
Nдв=N3/(=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 передаточное число 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
– допускаемое отклонение скорости по заданию.
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 находится в пределах
допустимой.
2.10. Определяем крутящие моменты, передаваемые валами механизма с
учетом передаточных отношений и КПД:
2.11 Аналогично определяем мощность, передаваемую валами
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;
– коэффициент ширины венца шестерни расположенной симметрично
относительно опор, по таблице 9(3) равен 0,4;
– передаточное число;
T2 – вращающий момент на тихоходном валу;
350НВ.
предназначенных для длительной работы.
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, для косозубых передач равен 5,8;
допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом
по таблице 3.4 (3).
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
2,03
8 Коэффициент головки зуба H 1
9 Коэффициент ножки зуба С rn > 1 0.25
10 Диаметр делительной окружности, мм d = Z * mt 162.4
11 Высота делительной головки зуба, мм ha = h * m 2
12 Высота делительной ножки зуба, мм Hf = (h + C)*m 2,5
13 Высота зуба, мм h = ha + hf 4.5
l4 Диаметр окружности выступов, мм
40
4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи
4.1 Определяем делительный диаметр колеса
определены заранее
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для
прирабатывающихся колес равен 1;
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( – 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:
;
=109,28 мм;
= 253,71 мм;
= 90,72 мм;
= 246,3 мм;
=85,7 мм;
214,25 мм.
5. Определение геометрических размеров и расчет на прочность выходного
вала
5.1. Определяем силы действующие в зацеплении конической прямозубой
передачи:
= 612 Н,
= 1530 Н.
5.2 Выбираем материал для вала по таблице 3.2 (3). Это сталь 45
улучшенная, со следующими механическими характеристиками:
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 n5.8. 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
= 160 Мпа - допускаемое значение напряжений для стального вала.
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 - передаваемый валом крутящий момент;
- допускаемое напряжение на смятие по табл. 3.2 (3) 260 Н/мм2
5.14. Условие прочности при деформации среза проверяется по формуле
- допускаемое напряжение на срез по табл. 3.2 (3) 80 Н/мм2
6. Проверочный расчет подшипников
, осевая сила в зацеплении - Fа = 1530 Н, реакции в подшипниках - RXB
= 3400 Н, RYB= 7557 Н. В результате расчета нам необходимо уменьшить
размеры ранее выбранного подшипника, это подшипник легкой широкой серии
7508 c характеристиками: d = 40мм, D = 80 мм, Т = 25 мм, Сr = 56
кН, е = 0,381, У = 1,575, угол контакта 14°.
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
Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter
