Xreferat.com » Остальные рефераты » Редуктор конический

Редуктор конический

I. Кинематический расчет и выбор электродвигателя.

М = 450 Н · м, Wк = 6 рад/с.

Общий КПД:

Вал А: .

Р = М · W = 6 · 450 = 2700 (Вт)

Требуемая мощность электродвигателя:

Выбираем электродвигатель с частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6У с параметрами Рдв = 3 кВт и скольжением 4,7 %.

Номинальная частота вращения:

nдв = 1000 – 47 = 953 об/мин.

.

Общее передаточное отношение привода:

Частные передаточные числа можно принять для редуктора Uр = 3,98, тогда для цепной передачи

Частота вращения и угловые скорости валов редуктора:


Вал Р (кВт) W (рад/с) n (об/мин) М (Н · м)
В 3000 99,7 953 30
С 2900 25 239 120
А 2700 6 57,3 450

Вал В:

n1 = nдв = 953 об/мин

W1 = Wдв = 99,7 рад/сек.

Вал С:

Вал А:



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ



nк = 57,3 об/мин

Wк = 6 рад/с

Вращающие моменты на валу шестерни:

на валу колеса:

Т2 = Т1 · U1 = 30 · 3,98 = 120 Н · м = 120 · 103 Н · мм



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ



II. Расчет зубчатых колес редуктора

Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенной твердостью НВ 245.

Допускаемое контактные напряжения:



Здесь принято для колеса δH lim b= 2HB+70=2·245+70=560 MПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности КHL=1.

Коэффициент безопасности примем [SH]=1,15.

Коэффициент K при консольном расположении шестерни 1,35, коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ψ=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса:

в этой формуле для прямозубых передач Кd = 99; передаточное число u=up=3,98

Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение de2=1000 мм.

Примем число зубьев шестерни Z2=Z; U=253,98=99,5

Примем Z2 = 100. Тогда




Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76, 3%.

Внешний окружной модуль




Уточняем значение:

de2 = me Z2 = 10 100 = 1000 мм


Отклонение от заданного значения составляет что допустимо, т.к. менее допустимых 2%.


ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ


Углы делительных конусов:


Ctg 1 = U = 3,98; 1 = 14054|

2 = 900 - 1 = 900 - 14054| = 75046|

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b;



b = ΨbReRe = 0,285 515 = 146,7 мм

Принимаем b =147 мм

Внешний делительный диаметр шестерни

de1 = me Z1 = 10 25 = 250 мм

Средний делительный диаметр шестерни

d1 = 2(Re - 0,5b) sin = 2(515 – 0,5 147) sin 14054| = 883 0,2571 = 227 мм

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

dae1 = de1 + 2me cos 1 = 250 + 2 10 cos 14054| = 264 мм

dae2 = de2 + 2m cos 2 = 1000 + 2 10 cos 75046| = 1000 20 0,26 = 1020,26 мм.

Средний окружной модуль



Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру


Средняя окружная скорость колес:



Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

KH = K K KHU

При Ψbd = 0,6, консольном расположении колес и твердости HB350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КНβ = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, КНα = 1,05.

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при U 5 м/с. КHU = 1,05

КН = 1,23 · 1,0 · 1,05 = 1,3

Проверяем контактное напряжение:


ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ



Силы в зацеплении:


окружная


радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

Fr1 = Fa2 = Ft · tg α · cos δ1 = 263 · tg 20 · cos 14054| = 0,97 · 263 · 0,36 = 92

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Fa1 = Fr2 = Ft · tg α · sin δ1 = 263 · tg 20 · sin 14054| = 263 · 0,36 · 0,24 = 23

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:



Коэффициент нагрузки КF = K · KFU

При Ψbd = 0,65, консольном расположении колес, валах на рожковых подшипниках и твердости НВ 350 значения К = 1,38

При твердости НВ 350, скорости U = 4,35 м/с и седьмой степени точности КFU =1,45

KF = 1,38 · 1,45 = 2


Для шестерни



Для колеса


При этом YF1 = 3,15

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.



Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 δ0 F lim b = 1,8 НВ

Для шестерни δ0 F lim b1 = 1,8 · 270 = 490 МПа;

для колеса δ0 F lim b2 = 1,8 · 245 =440 МПа.

Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]| ; [SF]| = 1,75; для поковок и штамповок [SF]|| = 1. Отсюда [SF] = 1,75 · 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:


для шестерни


для колеса



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ



Для шестерни отношение


для колеса


Проверим зуб колеса:





ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ




III. Предварительный расчет валов редуктора.

Расчет редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего ТК1 = Т1 = 30 · 103 Н·мм;

ведомого ТК2 = ТК1 · U = 120 · 103 Н·мм

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τK] = 25 МПа


Диаметр под подшипником принимаем dn1 = 20 мм; диаметр под шестерней dk1 = 28 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала db2 определяем при меньшем [τk] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:



Принимаем диаметр под подшипниками dn2 = 35 мм; под зубчатым колесом dk2 = 40 мм.



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ




IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Длина посадочного участка lcm ≈ b = 147 мм; принимаем lcm = 150 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованное.

Его размеры: dae2 = 1020,26 мм, b2 = 147.

Диаметр ступицы dcm ≈ 1,6 · dk1 = 1,6 · 40 ≈ 65 мм;

длинна ступицы lcm = (1,2 ч 1,5) · dk2 = (1,2 ч 1,5) · 40 = 48 ч 60;

принимаем lcm = 55 мм.

Толщина обода δо = (3 ч 4) · m = (3 ч 4) · 9 = 27 ч 36; принимаем δо = 30 мм.

Толщина диска С = (0,1 ч 0,17) · Re = (0,1 ч 0,17) · 515 = 51,5 ч 875,5; принимаем С = 465 мм.



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ




V. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки.

δ = 0,05 · Re + 1 = 0,05 · 515 + 1 = 26,7 мм; принимаем δ = 27 мм.

δ = 0,04 · Re + 1 = 0,04 · 515 + 1 = 21,6 мм; принимаем δ = 22 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b = 1,5 · δ = 1,5 · 27 = 40 мм;

b1 = 1,5 · δ1 = 1,5 · 22 = 33 мм;

нижнего пояса корпуса:

p = 23,5 · δ = 2,



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ



VI. Расчет параметров цепной передачи.

Выбираем приведенную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке:

Т3 = Т2 = 120 · 103 Н·мм;

Передаточное число цепной передачи Uц = 4,1

Число зубьев ведущей звездочки Z4 = Z3 · Uц = 23 · 4,1 = 93,48; принимаем Z4 = 93

Тогда;



Отклонение что допустимо.


Расчетный коэффициент нагрузки Кэ = 1,25.

Шаг однорядной цепи:



При n2 = 239 об/мин. принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [p] = 20 МПа. Тогда:


Принимаем цепь с шагом t = 19,05 мм; Q = 31,8 кН, q = 1,9 кг/м; Аоп = 105 мм.

Скорость цепи:



Окружная сила:



Проверяем давление в шарнире:


уточняем допускаемое давление [p] = 19 [1 + 0,01(21 - 17)] ≈ 20 МПа: условие p ≤ [p] выдержано.

Межосевое расстояние:


ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ




ац = 50 · t = 50 · 19,05 = 952,5 мм = 0,9 м.

Силы действующие на цепь:

окружная Ftц = 1765 Н

от центробежных сил FU = q · u2 = 1,9 · 1,72 = 5,5 H

от провисания цепи при kf = 1,5; q =1,9 кг/м;

Ff = 9,81 · kf · q ·aц = 9,81 · 1,5 · 1,9 · 0,9 = 25 Н

Расчетная нагрузка на валы:

Fb = Ftц + 2Ff = 1765 + 2 · 25 = 1815 H

Диаметр ведущей звездочки:

делительной окружности:

наружной окружности:

где d1 = 11,91 – диаметр ролика.

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение по формуле:

Это больше, чем требуемый коэффициент запаса [S] = 8,4; следовательно, условие S ≥ [S] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки dcm3 = 1,6 · 30 = 48 мм; lcm3 = (1,2 ч 1,5) 30 = 38 ч 45 мм, принимаем lcm3 = 40 мм.

Толщина диска звездочки 0,93 ВВН = 0,93 · 12,7 = 12 мм, где ВВН = 12,7 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена.



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ




VII. Первый этап компоновки редуктора.

Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии:

Условное обозначение подшипника

d

D

T

C

B

r

r

c

c0

е

мм




кН

7204 20 47 15,25 12 14 1,5 0,5 21 13 0,36
7207 35 72 18,25 15 17 2 0,8 38,5 26 0,37

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии x = 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y1 = 15 мм.

Для однородных конических роликоподшипников:

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f1 = 140 + 12 = 162 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

C1 ≈ (1,4 ч 2,3) · f1 = (1,4 ч 2,3) · 162 = 226,8 ч 372,6. Принимаем С1 = 300 мм

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y2 = 20 мм.

Для подшипников 7207 размеры

Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и применим размер А| = А = 115 м.

Замером определяем расстояние f2 = 16 + 510 = 526 мм и

С2 = (1,4 ч 2,3) · 526 = 736,4 ч 1209,8, принимаем С2 = 973 мм.

Намечаем положение звездочки и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника: l3 = 0,5 · db2 + a2 = 30 · 0,5 + 16 = 31 мм.



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ



VIII. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал.

Силы, действующие в зацеплении: Ft = 264 H, Fr1 = Fa2 = 92 H, Fa1 = Fr2 =23 H.

Первый этап компоновки дал f1 = 162 мм и с1 = 300 мм.

Реакция опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa).

В плоскости XZ

Rx2 · C1 = Ft ·f1;

Rx1 · C1 = Ft (c1 + f1);

Проверка: Rx2 – Rx1 + Ft = 142,56 – 406,56 + 264 = 0.

В плоскости YZ

;

;

;

Проверка: Ry2 – Ry1 + Fr = 41 – 133 + 92 = 0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S2 = 0,83 · e Pr2 = 0,83 · 0,36 · 150 = 45 H;

S1 = 0,83 · e Pr1 = 0,83 · 0,037 · 430 = 132 H;

здесь для подшипника 7204 параметр осевого нагружения e = 0,36, а для 7207 е = 0,37.

Осевые нагрузки подшипников. В этом случае S1 > S2, Fa > 0, тогда

Pa1 = S1 = 132 (H); Pa2 = S1 + Fa = 132 +23 = 155 (H)

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

Pэ2 = (X · V · Pr2 + Y · Pa2) · Kб ·Кт;


ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ


для заданных условий V = Kб = Кт =1; для конических подшипников при


коэффициент Х = 0,4 и коэффициент Y = 1,565.

Эквивалентная нагрузка Рэ2 = (0,4 · 150 + 1,565 · 155) = 302,57 Н = 0,3 кН

Расчетная долговечность (млн.об):

Расчетная долговечность (ч.)

где n = 974 об/мин – частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

РЭ1 = V · pr1 · Kб · Кт = 430 · 1 · 1 · 1 = 430 Н = 0,4 кН.

Расчетная долговечность, млн. об:

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов Ft = 264 H; Fr = 92 H; Fa = 23H.

Нагрузка на вал от цепной передачи Fb = 1815 H. Составляющие этой нагрузки Fbx = Fby = Fb · sin γ = 1815 · sin 450 = 1815 · 0,7 = 1270

Первый этап компоновки дал f2 = 526 мм; С2 = 973 мм; l3 = 31 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую осевую силу Fa), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым».

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости XZ:

Rx3 = 406,7 H Rx4 = 142,7 H

Реакции в плоскости YZ (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d2 = m · Z2 = 9,08 · 100 = 908 мм);

Ry3 = 131 H Ry4 = 39 H

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7207, то долговечность определили для более наружного правого подшипника:

Отношение , поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка PЭ4 = VPr4 Kб · Кт = 150 · 1 · 1,2 · 1 = 180 Н = 0,2 кН.

Расчетная долговечность, млн. об.


ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ




Расчетная долговечность, ч:

здесь n = 239 об/мин – частота вращения ведомого вала. Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7207 приемлемы.



ТМ-1201


КП-ТМ-351-ПЗ

ЛИСТ




IX. Второй этап компоновки редуктора.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 Ч 1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 ч 0,15)dП: принимаем ее равной 0,15 · 20 = 3 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

Очеркиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров,

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: