Проектирование редуктора с конической передачей

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение Высшего Профессионального Образования

САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра “Механика”

Расчетно-графическая работа

“Проектирование редуктора с конической передачей”

Выполнил студентка:

Тетюшева А.Д.

Самара 2015г.

Содержание

Введение

. Расчет мощности и выбор двигателя

. Кинематический и силовой анализ

. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

. Расчет прямозубой конической передачи

5. Проектный расчет валов. Подбор подшипников

.1 Входной вал

.2 Выходной вал

. Расчет элементов конического колеса

. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

.1 Входной вал

.2 Выходной вал

. Проверочный расчет выходного вала

.1 Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

.2 Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

Техническое задание

Частота вращения вала двигателя  n_дв=1000 об/мин

Частота вращения выходного вала  n_вых=500 об/мин

Вращающий момент на выходном валу T_вых=100 Н*м

Срок службы редуктора (в годах)  L = 10

Тип редуктора  конический (КЧ)

Коэффициент загрузки K_год=0,7; K_сут=0,4

Введение

Электромеханический привод состоит из двигателя с редуктором, соединенных между собой муфтой. Привод в виде единой установки размещается на литой плите или сварной раме.

Редуктор - это механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором размещены зубчатые или червячные передачи, закрепленные на валах. Передача движения от колес к валам и наоборот производится с помощью шпонок. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса. Подшипники удерживаются от осевого смещения крышками, которые с двух сторон привертываются винтами к корпусу редуктора.

Для уменьшения потерь на трение детали передач смазываются маслом. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Масло заливается через смотровое окно. Это окно закрывается крышкой с пробкой-отдушиной, через которую из редуктора улетучиваются пары разогретого масла. Загрязненное масло удаляется через сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для предотвращения выбросов масла из редуктора на входном и выходном валах устанавливаются уплотнения в виде резиновых манжет.

Все детали редуктора разделяются на оригинальные и стандартные. Оригинальные - это детали передач (колеса, червяки, шестерни), валы корпус редуктора. Размеры валов и колес находят из проектных и проверочных расчетов. Размеры элементов корпуса принимают в основном конструктивно. Стандартные изделия (шпонки, подшипники, муфты) подбирают по размерам валов и для них выполняют только проверочные расчеты. Остальные детали (крышки, маслоуказатель, пробки, уплотнения и т.д.) не воспринимают нагрузку и их размеры назначают конструктивно.

1. Расчет мощности и выбор двигателя

Мощность на выходном валу редуктора

Расчетная мощность двигателя

Где η=0,98 - КПД конического редуктора.

По каталогу выбираем двигатель типа …… с ;

Диаметр вала двигателя d_дв =38 мм.

Таблица 1

Рис. 1

Таблица 2

2. Кинематический и силовой расчет

Передаточное отношение редуктора

Частота вращения валов

Момент на входном (1-ом) валу

Суммарное время работы редуктора

 = 365 ∙ L∙ K_год ∙ К_сут = 10*365*0,7*0,4*24 =24528 час.

Здесь L - срок работы в годах

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Расчетная твердость стали

(если HB'<160, принять HB' = 160; если HB'>300, принять HB =300)

По величине HB' выбираем сталь 45, термообработанную на твердость HB=210 .

Таблица 3

Предел контактной выносливости

 2*HB + 70=2*210+70 =490 МПа

Базовое число циклов

N_HO = 30*(HB)^2.4 =30*(210)^2,4=11231753,5 циклов

Число циклов нагружения зуба шестерни

Коэффициент долговечности

Принимаем K_HL=1 (если K_HL<1, принять K_HL=1)

Допускаемые контактные напряжения

 МПа

где S_H=1,1 - коэффициент безопасности

Предел изгибной прочности

= 1,8 HB = 1,8*210 = 378, МПа

Базовое число циклов: N_FO = 4 ∙ 10⁶

Коэффициент долговечности

Принимаем K_FL = 1 (если K_FL<1, принять K_FL=1)

Допускаемые напряжения изгиба

, МПа

где S_F=1,75 - коэффициент безопасности

4. Расчет прямозубой конической передачи

Расчетное число зубьев шестерни

Z₁ = 22 - 9×log u=22-9*log 2=19,3

принимаем Z₁ = 19 (Z₁ округлить до целого числа)

Число зубьев колеса

Z₂ = Z₁ ∙ U =19*2=38

принимаем Z₂ = 38 (Z₂ округлить до целого числа)

Расчетный внешний делительный диаметр шестерни

1816*0,04=97,3, мм

где K_H=1,2 - коэффициент нагрузки;

Расчетный внешний модуль зацепления

5,1, мм

Принимаем m_e=6мм (m_e округлить в большую сторону по ряду: 0,8 1 1,25 2,25 3 4 5 6 8)

Внешнее конусное расстояние

, мм

Углы делительных конусов

колеса:  d₂ =аrctg u = 63,43

шестерни:  d₁ = 90⁰ - d₂ = 26,57

Внешний диаметр делительной окружности шестерни

d_e1 = m_e × z₁ = 6*19=114, мм

Внешний диаметр делительной окружности колеса

d_e2 = m_e × z₂ = 6*38=228, мм

Внешние диаметры окружностей вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+2×m×cosd₁ =124,7 мм _ae2 = d_e2+2×m×cosd₂ = 233,32 мм

Ширина зубчатого зацепления

b = 0,285×R_e =36,32

Принимаем b=38 мм (b округлить в большую сторону до четного числа)

Внешняя высота зуба

h_e = 2,2×m_е = 13,2 мм

Проверочный расчет

Рабочее контактное напряжение

341,3 МПа

Коэффициент формы зуба шестерни

4,01

=32,7

где K_F=1,3 - коэффициент нагрузки.

Силы в зацеплении (на колесе):

окружная

радиальная F_r2 = F_t2 × tg20⁰ × cos d₂ = 1023,5*0,364*0,4407=164,1

осевая F_a2 = F_t2 × tg20⁰ × cos d₁ = 1023,5*0,364*0,8922=332,3

5. Проектный расчет валов. Подбор подшипников

.1 Входной вал

Предварительный диаметр выходного участка

где [τ]= 20МПа - допускаемое напряжение кручения

Принимаем d_в1=d_в2=38 мм

Диаметр ступени под уплотнение

d_y1=d_в1 +(3÷5) = 38+4=42 мм

(значение диаметра d_y1 принять по ряду: 20 22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42)

Диаметр резьбы цилиндрической гайки

d_p=d_y1+(4÷6) =42+4=46 мм

(значение диаметра d_p принять по ряду: 20 24 27 30 33 36 39 42 45 46)

Диаметр ступени под подшипники

d_п1=d_p+(1÷5) = 46+4=50 мм

значение диаметра d_п1 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45 50)

Диаметр упорного буртика

d_б1=d_п1+6=50+6=56 мм

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипника d=d_п1=50 мм, D=90 мм, T=21,75 мм. (размеры d, D и T берутся из каталога на роликоподшипники, см. таблицу 3).

5.2 Выходной вал

Предварительный диаметр выходного участка

мм

Принимаем d_в2=d_в1+6=38+6=44 мм

Диаметр ступени под уплотнение

d_y2=d_в2+(3÷5)=44+4=48 мм

(значение диаметра d_y2 принять по ряду:22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42 44 48)

Диаметр ступени под подшипники

d_п2=d_y2+(1÷5)=48+2=50 мм

(значение диаметра d_п2 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45 50 55 60)

Диаметр ступени под коническое колесо

d_к2=d_п2+5 = 50+5=55 мм

Диаметр упорного буртика

d_б2=d_к2+10 =55+10=65 мм

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников: d=d_п2=50 мм, D=90 мм. T=21,75 мм. (параметры d, D и T берутся из каталога из роликоподшипники, см. таблицу 3)

Таблица 3

6. Расчет элементов конического колеса

(получаемые значения округлить в большую сторону до четного числа)

Диаметр ступицы колеса

d_ст= 1,5*d_к2 = 1,5*55=82,5≈84

Длина ступицы колеса

l_ст=1,5* d_к2 =1,5*55=82,5≈84

Толщина диска

C=0,3*b=0,3*38=11,4≈12

Толщина обода

h₀ =4*m≥8=4*6=24 мм

Диаметр диска

D₀≈d_e2-2*b*cosδ₁=228-2*38*cos 26.57=228-67.8=160.2≈162

Диаметр отверстий в диске

d₀=0,25*(D₀-d_ст)= 0,25*(162-84)= 19,5≈ 20

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Сечение шпонки b*h выбирается по диаметру вала, длина l назначается на 5÷10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок (см. таблицу 4). В обозначении шпонки указываются ее размеры b*h*l мм.

.1 Входной вал

Длина выходного участка вала l_в1 принимается равной длине вала двигателя l₁: l_в1=l₁=80 мм (см. табл.2). По диаметру d_в1=38 мм и длине выходного участка L=l_в1 выбираем шпонку 10*8*70 мм

Проверочный расчет на смятие:

где t₁ - глубина паза на валу (см. табл. 4);

.2 Выходной вал

Для выходного участка по диаметру d_в2=44 мм и длине выходного участка L=2*d_в2=88 мм (см. эскизную компоновку) выбираем шпонку 12*8*80 мм.

Проверочный расчет на смятие:

Для ступени под колесо сечение шпонки b*h выбираем по диаметру d_к2 =55мм, а длину - по длине ступицы колеса L=l_ст=84 (см. раздел 6): 16*10*80мм.

Проверочный расчет на смятие:

Параметры шпоночного соединения по ГОСТ 23360-78

Таблица 5

Стандартный ряд длин:20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110

двигатель вал колесо прочность

8. Проверочный расчет выходного вала

.1 Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

Нагрузка на вал (силы зацепления, см. раздел 4):

F_t2=1023.5 Н, F_r2=164.1 Н, F_a2=332,3 Н

Средний делительный диаметр конического колеса: d₂=0.857*d_е2=195,396 мм

Расстояние между опорами: l₁=82 мм, l₂=168 мм

(значения l₁ и l₂ измеряются на чертеже эскизной компоновки между внутренним торцом роликоподшипников и серединой ширины конического колеса b₂, см. расчетную схему)

Плоскость Axz - действует сила F_t2

ΣM_A=0; R_Bz*(l₁+l₂)-F_t2*l₁=0

Н_Az=F_t2-R_Bz=1023,5-335,708=687,792 Н

Изгибающий момент на участке x₁:

M_z1 = R_Az*x₁; при x₁ = 0 M_z1 = 0

при x₁ = l₁ M_z1 = R_Az*l₁=687,792*82=56398,944 Н*мм

Плоскость Ayx - действуют силы F_r2 и F_a2

ΣM_A=0;

Н

ΣM_B=0;

 Н

Изгибающий момент на участке x₁:

; при x₁ = 0 M_y1 = 0;

при x₁ = l₁

Изгибающий момент на участке x₂:

; при x₂ = 0 M_y2 = 0;

при x₂=l₂

(Если получится R_By<0, то при x₂=l₂ M_y2=R_By*l₂>0 и соответствующая эпюра M_изг изображена пунктирной линией)

Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении

 Н мм

Н мм

Максимальный суммарный изгибающий момент в опасном сечении

M_{u max} = 59736.64 Н*мм (взять большее из значений M₁ и M₂)

Крутящий момент на валу

T= T_вых*10³ = 100*10³ = 100000 Н*мм

(На эпюрах указать числовые значения крутящего и изгибающих моментов)

Рис. 2

8.2 Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

Вал изготавливается из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом точности σ_в= 620 МПа и пределами выносливости на изгиб σ_-1 и кручения τ_-1:

s _-1 = 0,43× σ_в = 0,43*620=267 МПа

t _-1 = s _-1 × 0,58 = 267 × 0,58 = 155 МПа

К_s = 0,9+0,0014×s_в = 0,9 + 0,0014 ∙ 620 = 1,768      

К_t = 0,6+0,0016×s_в = 0,6 + 0,0016 ∙ 620 = 1,592

Масштабные факторы

e_s = 0,984 - 0,0032 d_k2 =0,984-0,0032*55=0,808

e_t = 0,86 - 0,003 d_k2 =0,86-0,003*55=0,695

Коэффициент шероховатости: b = 0,92

Коэффициенты асимметрии цикла: y_s = 0,2 y_t = 0,1

Осевой W и полярный W_p моменты сопротивления

мм³

 мм³

где b, t₁ - ширина и глубина шпоночного паза для диаметра d_k2 (см. раздел 7).

Напряжения в опасном сечении

; σ_m =0;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения:

Общий коэффициент запаса усталостной прочности:

Проверка условия прочности n≥[n]=1.7