Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Расчет привода начинают с составления кинематической схемы или ее анализа. Затем определяют общий КПД привода, общее передаточное число разбивают

Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Контрольная работа

Разное

Другие контрольные работы по предмету

Разное

Сдать работу со 100% гаранией

Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Саратовский государственный технический университет

имени Гагарина Ю.А.»

Кафедра «Техническая механика и детали машин»

Контрольная работа по дисциплине «Детали машин»

Выполнил: студентка Мастенова А.М.

Проверил: доктор технических наук, профессор

Бекренев Николай Валерьевич

Саратов – 2017

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. ПРОВЕРКА ЗУБЬЕВ ПО КОНТАКТНЫМ И ИЗГИБНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

4. РАСЧЕТ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

6. РАСЧЕТЫ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ С ПОСТРОЕНИЕМ ЭПЮР МОМЕНТОВ

7. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ


1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Расчет привода начинают с составления кинематической схемы или ее анализа. Затем определяют общий КПД привода, общее передаточное число разбивают по ступеням и выбирают электродвигатель. По мощности на выходном валу привода и частоте его вращения определяют мощность электродвигателя и осуществляют его выбор по быстроходности.

Следует выбирать двигатель средней быстроходности и средние передаточные числа элементов привода.

Вращающий момент на выходном валы привода определяется по зависимости:

(1.1)

где - мощность на выходном валу привода, Вт;

- угловая скорость на выходном валу, рад/с.

(1.2)

рад/с

Н м

Общий КПД привода:

(1.3)

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора (по ГОСТ 2185-66) .

В практике выбирают < 6,3 (стр.10 [1]);

Где - КПД пары зубчатых колес редуктора, η2 – КПД пары подшипников передачи (степень к указывает на число пар подшипников в редукторе и приводе), η3 – КПД открытой передачи, η4 – КПД муфты.

Из задания известно, что тип передачи в редукторе – зубчатая цилиндрическая закрытая =0,97

Валы устанавливают, как правило, на подшипниках качения (стр.10 [1]), тогда =0,9935=0,96

Открытая передача – цепная =0,92

КПД муфты соединительной =0,98

Требуемая мощность электродвигателя:

РТР = Рд = Р3 / ηΣ (1.4)

По полученной величине мощности и с учетом максимально возможного передаточного числа привода (редуктор + внешняя передача) из справочных таблиц выбирают электродвигатель так, чтобы его мощность превышала расчетную. Частота вращения ротора электродвигателя будет равна:

nдв = n3 u (1.5)

где n3 – заданная частота вращения выходного элемента привода (например – барабана), u - общее передаточное число передач привода.

u = uред uвн (1.6)

где uред – передаточное число редуктора, uвн – передаточное число внешней открытой передачи.

По таблице (стр.12 [2])

uред =4 (редуктор одноступенчатый цилиндрический)

uвн =3 (цепная передача)

u =4∙3=12

nдв =100∙12=1200 об/мин

С учетом вышеизложенного находят диапазон частот вращения ротора двигателя

nдв =100∙(3-min)∙(2-min)

(6-max)∙(6-max)

nдв =600...3600 об/мин

Согласно Приложения 2 выбираем тип двигателя серии АИР 90L4/1395

Произведем расчет частот вращения, угловых скоростей и вращающих моментов всех валов привода.

Для выходного вала эти параметры определены выше. Для среднего вала (редуктор – открытая передача)

n2= n3 uвн (1.7)

n2=100∙3=300 об/мин

ω 2= ω3 uвн (1.8)

ω 2= 10,47∙3=31,41 рад/с

Т2 = Т3 /(uвн η3 η2) = Р3 / (ω 2 η3 η2) (1.9)

Нм

Для вала редуктор – муфта – электродвигателя

n1= nдв (1.10)

n1= 1200 об/мин

ω 1=π nдв/30 (1.11)

рад/с

Т1 = Т2 /(uред η1 η2к)=Р3 / (ω 1 η1 η2к) (1.12)

Нм


2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчет цилиндрических колес с прямыми зубьями.

Индекс «1» - шестерня

«2» - колесо

Допускаемые контактные напряжения находятся из выражения:

σH =σHlimbKHL / [SH], (2.1)

где σHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, выбираемый по таблице 2.1 (стр.15 [1]).

Расчеты проводят для шестерни и колеса.

σHlimb = 2HB+70 Н/мм2

Таблица 2.1 Пределы контактной σHlimb и изгибной σFlimb выносливости в зависимости от материала зубчатого колеса и его термообработки

Способ ТО или ТХО зубьев

Сталь

Твердость

σHlimb, Н/мм2

σFlimb, Н/мм2

Отжиг, нормализация, улучшение

Углеродистая

< HB 350

2HB+70

HB+260

Объемная закалка

Углеродистая

HRC 38...55

18HRC+150

550-600

Цементация

Легированная

HRC 32...64

23HRC

750-850

Азотирование

Легированная

HV 550...750

1,5HV

-

Азотирование

Легированная

HRC 23...42

-

19HRC+43

цилиндрический редуктор зубчатый цепной

KHL — коэффициент долговечности, KHL = 1;

[SH] - коэффициент безопасности, SH = 1,15.

Для прямозубых колес пределы контактной выносливости рассчитывают раздельно для шестерни и колеса по выражению:

(2.2)

Затем для дальнейших расчетов принимают меньшее значение.

Н/мм2

Н/мм2

С учетом соблюдения условия [σH] < 1,23 [σH2]

Выбираем [σH] = 367,83 Н/мм2

Для дальнейших расчетов выбирается коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aW. Для редукторов общего назначения ψba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле:

(2.3)

где для прямозубых Ка = 49,5; uред – передаточное число редуктора, uред=4; Т2=45,3 Нм (из предыдущих расчетов).

Значение коэффициента KHβ может быть определено с учетом симметричности расположения колеса на валу редуктора и влияния внешней передачи по табл. 4.2. [1]

Предварительно рассчитывается коэффициент ширины зубчатого венца по диаметру по формуле:

ψbd=0,5 ψba(uред+1) (2.4)

ψbd=0,5∙0,4(4+1)=1

Одноступенчатая передача у редуктора, ψbd =1, значит НВ<350,

KHβ =1,05

мм

Округлим аw (межосевое расстояние из условия контактной выносливости по ГОСТ 2185-81 в большую сторону аw=160.

Модуль зацепления принимается: m=mп = (0,01 - 0,02) aw. m=1,6

По ГОСТ 9563-80полученное значение округляется в большую сторону

m = 2.

Число зубьев шестерни определяется из соотношений:

- для прямозубых колес

(2.5)

Принимаем для первой ступени редуктора z1 =32.

Число зубьев колеса z2 = z1 uред.

Число зубьев колеса z2 = 32∙4=128.

Проверка фактического передаточного числа uФ = z2 / z1

uФ = 160/40=4

Далее определяются основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные (колеса с прямыми зубьями):

d1=mn z1 (2.6)

d2=mn z2 (2.7)

d1=2∙32=64 мм (51,2 без округления mn);

d2=mn z2 = 2∙128 = 256 мм (237,6 без округления mn).

Проверка по определенному ранее межосевому расстоянию:

aW = 0,5(d1 + d2) (2.8)

160=0,5∙(64+256)

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn (2.9)

da2 = d2 + 2mп (2.10)

da1 =64+4=68

da2 =256+2∙2=260

ширина колеса: b2 = Ψba aW (2.11)

b2 = 0,4∙160=64

ширина шестерни: b1 = b2 + 5 (2.12)

b1 = 64+5=69

Следует учитывать, что для прямозубых колес должно выполняться условие: b2 < d1

64 = 64

Полученное значение ширины шестерни и колеса должно округляться в большую сторону по ряду чисел.

Принимаем b1 = 71; b2 = 71

Коэффициент ширины шестерни по диаметру: Ψbd = b1 / d1.

Ψbd =71/64=1,7

Определение степени точности передачи производится в зависимости от окружной скорости, вида передачи и твердости зубьев [1] в соответствии с табл. 4.3 [1]

При этом сначала вычисляется окружная скорость колес по выражениям:

V1 = 0,5 ω1d1 и V 2 = 0,5 ω2d2.

V1 = 0,5∙125,6∙64=4019,2=4 м/с

V 2 = 0,5∙31,41∙256=4020=4 м/с

Вследствие известных кинематических соотношений: V 1 = V 2. Затем выбирают в соответствии с типом передачи и твердостью зубьев ближайшее к расчетному значение скорости и по нему – степень точности колеса или шестерни.

Итак, степень точности по нормам плавности хода – 9 пониженная точность. Во избежание чрезмерно высоких коэффициентов нагрузки назначаем степень точности – 8 (средняя точность).

Коэффициент нагрузки равен KH = KHβKHaKHv

KHβ =1,05

KHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KHa =1

KHv - коэффициент учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. KHv = 1.

KH =1,05∙1∙1=1,05.

3. ПРОВЕРКА ЗУБЬЕВ ПО КОНТАКТНЫМ И ИЗГИБНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

Проверка контактных напряжений производится по формуле:

(3.1)


4. РАСЧЕТ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Силы, действующие в зацеплении (рис. 2.1), определяются из выражений:

- для прямозубых колес: окружная Ft = 2T1 / d1 (4.1)

радиальная Fr = Ft tgα (4.2)

Ft

Fr

Ft Fr

Рисунок 2.1 Силы, действующие в зацеплении прямозубых колес

В этих выражениях α – стандартный угол зацепления, α = 200

Ft =

Fr =

Проверка зубьев на выносл

Лучшие

Похожие работы

1 2 >