Расчёт редуктора

Содержание

 

Введение………………………………………………………………………..3

1 Кинематическое  исследование привода……………………………………5

2 Расчет ременной передачи…………………………………………………..7

3 Расчет  зубчатой передачи………………………………………………….13

4 Расчет зубчатой передачи по контактным напряжениям………………..15

5 Расчет зубчатой передачи по напряжениям изгиба……………………..20

6 Расчет сил, действующих на зубчатые колеса…………………………...22

7 Конструирование зубчатых колес………………………………………...22

8 Конструирование валов……………………………………………………24

9 Определение размеров корпусных деталей………………………………26

10 Расчет шпоночных соединений………………………………………….27

11 Расчет подшипников на долговечность для тихоходного вала    редуктора…………………………………………………………………………….29

12 Расчет тихоходного вала на выносливость……………………………...32

13 Смазка редуктора…………………………………………………………35

Заключение…………………………………………………………………...36

Список  литературы…………………………………………………………..37

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать  их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические  и эксплутационные показатели.

Основные требования, предъявляемые  к создаваемой машине: высокая  производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Работа над проектом начинается с изучения технического задания. Затем  выполняется ответственный этап проектирования - кинематический и  силовой расчет привода: выбирается двигатель, производится кинематический расчет привода, определяют его силовые  параметры.

Повышение надежности и ресурса  технических устройств во многом зависит от надежной работы зубчатых передач, составляющих основу большинства  механизмов и машин. Часто характеристики зубчатых передач определяют основные эксплуатационные  и экономические  показатели всей машины.

Конструирование валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением  опор и видом уплотнения подшипниковых  узлов. В большинстве случаев  прямолинейные валы изготавливают  ступенчатой формы, что облегчает  сборку, обеспечивает фиксацию деталей  и самого вала от осевых смещений и  приближает их к форме балки равного  сопротивления изгиба.

Диаметры и длины всех участков вала, резьбы, шлицы, канавки, пазы и  другие конструктивные элементы вала выявляются при конструировании  передач, подшипников узлов, муфт. 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Кинематическое исследование  привода

 

1.1 Общий  коэффициент полезного действия  привода

 

                                                                                    (1.1)

где - общий кпд

- кпд ременной передачи

- кпд зубчатой передачи

- кпд подшипников качения

 

Предварительно  принимаем кпд ременной передачи 0,97, зубчатой 0,98, подшипников качения 0,995.                                                                                    [1]

Подставляем выбранные значения в (1.1), получим

 

 

1.2 Определяем  мощность электродвигателя по  формуле

 

                                                                                                               (1.2)

 

где Р₃ - мощность на валу рабочей машины

 

Подставляем значение мощности в (1.2)

 

 

1.3 Определяем  число оборотов n₃ на выходе

 

                                                                                                          (1.3)

 

где ω –  угловая скорость ведомого вала, рад/с

 

Подставляем значение угловой скорости в (1.3)

 

 

1.4 Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения n_c=1500 об/мин.                                                                                                                        [2]

 

 

Маркой  двигателя 4А132М4У3

где 4А –  серия двигателя

      132 – расстояние от основания  двигателя до оси вращения  ротора

      М – установочный размер по длине станины

      4 – число полюсов

      У3 – двигатель предназначен  для эксплуатации в зоне умеренного  климата

С мощностью  Р_дв=11 кВт

C номинальной частотой вращения n_ном=1450 об/мин

 

1.5 Определяем мощность на валах

 

Р₁=Р_дв.тр=9,564 кВт

Р₂=Р₁∙ _рем∙ _п.к.=9,564∙0,97∙0,995=9,23 кВт

Р₃=Р₂∙ _зуб∙ _п.к=9,23∙0,98∙0,995=9 кВт

 

1.6 Определяем общее передаточное число привода U_общ

 

 

Так как общее передаточное число равно U_общ=U_рем U_зуб, предварительно принимаем U_рем=4, высчитываем передаточное число зубчатой передачи

 

 

Принимаем U_зуб=4 по ГОСТ 2185-66, а передаточное число ременной передачи оставляем равным четырем.

 

1.7 Определяем число оборотов на валах по формулам:

 

                                   

 

 

 

 

 

 

 

1.8 Угловые скорости валов определяем по формулам:

 

                                    

 

1.9 Крутящие моменты валов рассчитываем по формулам

 

                                      

 

 

2 Расчет ременной передачи

 

Рассчитываем  диаметр ведущего шкива d₁

 

                                              (2.1)

 

Подставляем числовые значения в (2.1)

 

 

Принимаем d₁=250мм по ГОСТ 17383 – 73                                                  [3]

Рассчитываем  диаметр ведомого шкива d₂

 

                                      (2.2)

 

где - относительное скольжение ремня равное 0,01                                 [3]

 

Подставляем числовые значения в (2.2)

 

 

Принимаем d₂=1000мм по ГОСТ 17383 – 73                                                [3]

Уточняем  передаточное отношение ременной передачи

 

                                           (2.3)

 

Подставляем числовые значения в (2.3)

 

 

Отклонение  (допускается до 3%)

Рассчитываем  межосевое расстояние а

 

                                       (2.4)

 

Подставляем числовые значения в (2.4)

 

 

Рассчитываем  угол обхвата малого шкива α

 

                                    (2.5)

 

Подставляем числовые значения в (2.5)

 

 

Рассчитываем  длину ремня L

 

                           (2.6)

 

Подставляем числовые значения в (2.6)

 

Определяем  скорость ремня

 

                                               (2.7)

 

Подставляем числовые значения в (2.7)

 

 

 

Определяем  окружную силу F_t

 

 

                                                (2.8)

 

Подставляем числовые значения в (2.8)

 

 

Из таблицы  выбираем ремень резинотканевый Б800 с числом прокладок z=3, толщиной прокладки δ₀=1,5мм, допускаемой нагрузкой на прокладку р₀=3Н/мм.                                                                                                                   [3]

Проверяем выполнение условия  δ ≤ 0,025d₁. δ=δ₀∙z=1,5∙3=4,5мм; 0,025d₁=0,025∙250=6,25мм. Условие выполнено.

Вычисляем коэффициент угла обхвата С

 

                                 (2.9)

 

Подставляем числовые значения в (2.9)

 

 

Вычисляем коэффициент, учитывающий влияние  скорости ремня С_v

 

C_v=1,04-0,0004V²                                   (2.10)

 

Подставляем числовые значения в (2.10)

 

C_v=1,04-0,0004∙18,98²=0,896

 

Коэффициент режима работы С_р=1 по таблице                                           [3]

Коэффициент, учитывающий угол наклона линии  центров передачи С =1 при наклоне до 60⁰.

 

 

 

Определяем  допускаемую рабочую нагрузку на 1мм ширины прокладки

 

[р]=р_{о С VCр                                                   (2.11)}

_{Подставляем числовые значения в (2.11)}

 

[р]=3∙0,946∙0,896=2,54Н/мм

 

Вычисляем ширину ремня

 

                                                  (2.12)

 

Подставляем числовые значения в (2.12)

 

 

По таблице  принимаем b=71мм

Вычисляем предварительное натяжение ремня

 

                                             (2.13)

 

где σ₀ – напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное значение его 1,8МПа                                                                                                  [3]

 

Подставляем числовые значения в (2.13)

 

 

Определяем  натяжение ветвей F₁ – ведущей и F₂ – ведомой

 

                                         

 

Подставляем числовые значения в (2.14) и (2.15)

 

 

Определяем  напряжение σ₁ от силы F₁

 

                                                 (2.16)

 

Подставляем числовые значения в (2.16)

 

 

Определяем  напряжение изгиба σ_и

 

                                            (2.17)

 

где Е_и – для резинотканевых ремней выбираем равным 150 МПа

 

Подставляем числовые значения в (2.17)

 

 

Определяем  напряжение от центробежной силы σ_v

 

                                         (2.18)

 

где ρ –  плотность ремня равная 1100-1200 кг/м³                                                    [3]

Подставляем числовые значения в (2.18)

 

 

Определяем  максимальное напряжение σ_max

 

                                (2.1) 9

 

Подставляем числовые значения в (2.19)

 

 

Условие σ_max≤7 МПа выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

Проверяем долговечность ремня. Расчетную долговечность ремня определяют в зависимости от базового числа циклов (его обычно принимают равным 10⁷) и от числа пробегов за все время эксплуатации. Число пробегов λ определяем по формуле:

 

                                                 (2.20)

 

Подставляем числовые значения в (2.20)

 

 

Вычисляем коэффициент, учитывающий влияние  передаточного отношения U

 

                                     (2.21)

 

Подставляем числовые значения в (2.21)