Проектирование цилиндрического редуктора. Контрольная работа.
ВНИМАНИЕ!
Здесь приводится очень сокращённый текст контрольной работы. Если данная информация вас заинтересовала, то
вы можете по указанной ниже ссылке скачать бесплатно полную версию контрольной работы.
Схема редуктора
К
сут – 0,33
К
год – 0,5
Р
2 = 50 кВт
n
1 = 750 об/мин
n
2 = 350 об/мин
Нагрузка постоянная
Особые условия:
- Тип зубьев – косые
- Редуктор вертикальный с одним разъемом
Кинематический расчет привода
Расчет зубчатой передачи
Выбор материала
Для выбора материалов шестерни и колеса можно руководствоваться данными из
таблиц, приведенных в справочных материалах. Рекомендуется назначать для
шестерни и колеса сталь одной марки, но обеспечивать соответствующей
термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20-30 единиц
Бринеля выше, чем у колеса. В связи с тем, что задание не предусматривает
требования в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со
средними механическими характеристиками:
Для шестерни:
сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость 230 HB;
Для колеса:
сталь 45, термическая обработка - улучшение; твердость 200 HB.
Определение межосевого расстояния
Допускаемое контактное напряжение при расчете зубчатых колес определяется по формуле:
Для повышения надежности расчета в качестве допускаемого контактного напряжения
принимаем того колеса, для которого оно меньше, т.е. тихоходного колеса
(быстроходное колесо в передаче – шестерня).
Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого
венца при расчете на контактную прочность и при расчете на изгиб зависят от
упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, погрешностей изготовления
и сборки, износа подшипников.
Динамический коэффициент КНv также определяют в зависимости от окружной скорости.
При v до 10 м/с КНv = 1,0-1,1 (для косозубых колес). KFv = 1,2.
Геометрический расчет
Ширина зубчатого венца колеса
Ширина зубчатого венца шестерни
(Значения b1 и b2 округляются до десятых долей).
Нормальный модуль зубьев для косозубых колес определяется из условия прочности зубьев на изгиб
Значение mn округляем до стандартного: mn = 4.
Предварительное значение минимального угла наклона зубьев для косозубых колес
Суммарное число зубьев для косозубых колес
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Уточняем угол наклона зубьев
Фактическое передаточное число
Допускается отклонение от заданного
Делительные диаметры для косозубых колес:
Фактическое межосевое расстояние
Диаметры окружностей вершин зубьев для косозубых колес
Проверочный расчет прочности зубьев
Условие прочности выполняется.
Проверка прочности зубьев на изгиб
Из-за меньшего числа зубьев зуб шестерни у основания более тонкий, чем у колеса.
Этот эффект учитывается коэффициентом форму зуба YF. Рекомендуемые значения YF
в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv приведены в таблице:
Эквивалентное число зубьев косозубого колеса рассчитывается по формуле:
Условие прочности выполняется.
Ориентировочный расчет валов
Основными критериями работоспособности и расчета валов являются прочность и жесткость.
Определение необходимых размеров валов определяется в два этапа: проектировочный
расчет и проверочный расчет.
Проектировочный расчет
Проектировочный расчет выполняют только на кручение. При этом определяют
минимальный диаметр из всех участков ступенчатого вала. Условие прочности на кручение:
Полученное значение округляем до ближайшего большего из ряда Ra 40. Получаем
d1 = 67 мм. d2 = 85 мм.
Вычерчивание компоновки
Проверочный расчет подшипников
Расчет подшипников качения заключается в определении долговечности Ln, которая
характеризует вероятный ресурс работы подшипника в зависимости от скорости, нагрузки,
температуры и других факторов. Под расчетной долговечностью понимают время (ч), в
течении которого гарантируется 90%-ная надежность работы подшипников при определенных
условиях эксплуатации. Если частота вращения подшипника n > 10 об/мин, то расчет ведут
по динамической грузоподъемности С. Условие работоспособности подшипника качения имеет вид:
Реакции опор для ведущего вала в плоскости xy (см. рис.)
Суммарные реакции
Подбираем подшипники для вала с шестерней. Выберем подшипник со следующими характеристиками:
Вращается наружное кольцо, поэтому V = 1,2.
Теперь можно вычислить эквивалентную нагрузку
Тогда расчетная долговечность, млн.об:
Тогда расчетная долговечность, ч:
Подбираем подшипники для вала с колесом. Выберем подшипник со следующими характеристиками:
Реакции опор для ведомогого вала в плоскости xy
Суммарные реакции
Проверочный расчет ведущего вала по образцу
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу,
а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для
опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].
Прочность соблюдена при n [n].
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом).
Из справочных данных получаем. Что при диаметре вала до 90 мм и твердости 230
НВ среднее значение ?в = 780 Н/мм2. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
При передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают
только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
Значение n должно быть не менее 2,5. Т.е. в нашем случае имеем довольно большой запас прочности.
Расчет шпонок
Шпонки призматические, со скругленными торцами. Длину шпонки выбирают из стандартного
ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (на 5-10 мм). Материал шпонок -
сталь Проверка шпонки на смятие узких граней должна удовлетворять условию
где Т – передаваемый вращающий момент, Н*мм; d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
l – рабочая длина; – допускаемое напряжение смятия: при стальной ступице и
спокойной нагрузке []см 100-120 Н*мм2.
Ведущий вал
Ведомый вал
Условия прочности шпонок выполняются.
