Реферат: Расчет редуктора
1.ВВЕДЕНИЕ
Начало развития отечественного машиностроениябыло положено такими выдающимися учёными и изобретателями, как Ломоносов,Кулибин, Петров.
“Детали машин” – это техническая дисциплина, вкоторой изучают методы, правила и нормы расчёта и конструирование типовыхдеталей и сборочных единиц.
Целью курса “Детали машин” является развитиеинженерного мышления с точки зрения и совершенствования современных методов,правил и норм расчёта и конструирования (проектирования) деталей.
Задачи курса “Детали машин” – привить навыкирасчёта и проектирования типовых деталей и сборочных единиц, научитьрационально выбирать материал и форму деталей, выбирать расчёты на прочность,устойчивость, износостойкость и т.д., исходя из заданных условий работы деталейв машине.
Для получения знаний по проектированию,проводим проектирование редуктора. Редуктором называют механизм, состоящий иззубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата ислужащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.Редуктор предназначен для снижения угловой скорости и соответственно повышениявращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит изкорпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы,подшипники и т.д.
2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ИКИНЕМАТИЧЕСКИЙ
РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
2.1 Кинематическая схемаредуктора
Согласно данных проекта изображаю условнокинематическую схему редуктора (рис 2.1.1)
<img src="/cache/referats/18562/image002.gif" v:shapes="_x0000_i1026">
Рис 2.1.1Кинематическая схема редуктора
1 Электродвигатель.
2 Муфта упругая.
3 Колесо зубчатое ведущее (шестерня).
4 Колесо зубчатое ведомое.
5 Подшипник качания.
<span Times New Roman""> I.<span Times New Roman"">
Вал электродвигателя.<span Times New Roman""> II.<span Times New Roman"">
Вал ведущий редуктора.<span Times New Roman""> III.<span Times New Roman"">
Вал ведомый редуктора.2.2 Коэффициент полезногодействия редуктора
Рассчитываю коэффициент полезного действия поформуле (2.2.1).
<img src="/cache/referats/18562/image004.gif" v:shapes="_x0000_i1027"> (2.2.1)
где η3 – КПД зубчатогозацепления, определяю по табл. 2.1, стр. 8.
Так как передача цилиндрическая закрытая –степень точности предварительно принимаю 8, тогда η3 = 0,97.
ηпод – КПД одной парыподшипников качения. КПД подшипников принимаю 0,99.
Тогда:
<img src="/cache/referats/18562/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1028">
2.3 Требуемая мощностьэлектродвигателя
Определяю требуемую мощность электродвигателяпо формуле (2.3.1).
<img src="/cache/referats/18562/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1029"> (2.3.1)
Тогда получим:
<img src="/cache/referats/18562/image010.gif" v:shapes="_x0000_i1030"> кВт.
2.4 Выбор электродвигателя
В зависимости от синхронной частоты вращенияэлектродвигателя ńэ = 3000 об/мин и требуемоймощности электродвигателя Р1 = 13,1 кВт, по табл. 2.2 подбираюэлектродвигатель.
1)<span Times New Roman"">
тип двигателя 4А160S2У3;2)<span Times New Roman"">
n1 = 2920 об/мин;3)<span Times New Roman"">
мощность Рд = 15кВт.2.5 Передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора рассчитываюпо формуле (2.5.1).
<img src="/cache/referats/18562/image012.gif" v:shapes="_x0000_i1031"> (2.5.1)
Получим:
<img src="/cache/referats/18562/image014.gif" v:shapes="_x0000_i1032">
2.6 Вращающий момент наведущем валу
Вращающий момент на ведущемвалу М, Н·м высчитываю по формуле (2.6.1).
<img src="/cache/referats/18562/image016.gif" v:shapes="_x0000_i1033"> (2.6.1)
<img src="/cache/referats/18562/image018.gif" v:shapes="_x0000_i1034">
2.7 Вращающий момент наведомом валу
Вращающий момент на ведомомвалу М, Н·м рассчитываю по формуле (2.7.1).
<img src="/cache/referats/18562/image020.gif" v:shapes="_x0000_i1035"> (2.7.1)
<img src="/cache/referats/18562/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1036"> Н·м
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ
МАТЕРИАЛОВЗУБЧАТЫХ КОЛЁС
Выбор механическиххарактеристик материалов зубчатых колёс
Из табл. 3.1 стр. 12 – 14 выбираю механическиехарактеристики материала шестерни для стали 45 улучшения. Ориентировочнопринимаю диаметр заготовки 40 – 60 мм.
а) предел прочности σв1= 780 – 880 Н/мм 2
б) предел текучести σт1= 540 Н/мм 2
в) средняя твёрдость НВср1=235 ед.
Определяю необходимую твёрдость материалаколеса по формуле (3.1.1).
<img src="/cache/referats/18562/image024.gif" v:shapes="_x0000_i1037"> (3.1.1)
где НВср1 – твёрдость по Бринелюдля шестерни.
Получим:
<img src="/cache/referats/18562/image026.gif" v:shapes="_x0000_i1038">
По табл. 3.1 для изготовления колеса выбираюматериал колеса таким образом, чтобы НВср НВср
где НВср твёрдость по Бринелю дляколеса.
Термообработка материала колеса –нормализация.
а) предел прочности σв1= 490 Н/мм 2
б) предел текучести σт1= 260 Н/мм 2
в) средняя твёрдость НВср=160 ед.
г) диаметр заготовки колеса100…300 мм.
Материал колеса сталь 35.
<span Times New Roman"">
Допускаемые контактные напряженияДопускаемые контактные напряжения [σ]нН/мм определяю по формуле (3.2.1).
<img src="/cache/referats/18562/image028.gif" v:shapes="_x0000_i1039"> (3.2.1)
где [σ]но – пределконтактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числуциклов нагружения Nно. При твёрдости зубьев НВср< 350определяю [σ]но, Н/мм 2 по формуле(3.2.2).
<img src="/cache/referats/18562/image030.gif" v:shapes="_x0000_i1040"> (3.2.2)
Получаем:
для шестерни
<img src="/cache/referats/18562/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1041">2,
для колеса
<img src="/cache/referats/18562/image034.gif" v:shapes="_x0000_i1042">2,
Кн1 – коэффициент долговечности,учитывающий влияние срока службы редуктора. Поскольку редуктор предназначен длядлительной работы, то принимаю Кн1 = 1.
Подставляя в формулу (3.2.1), получим дляшестерни [σ]н1= [σ]но1= 490 Н/мм 2, а для колеса [σ]н2 = [σ]но2 = 355 Н/мм 2.
<span Times New Roman"">
Допускаемые напряжения изгибаДопускаемые напряженияизгиба [σ]f, Н/мм 2определяю по формуле (3.3.1)
<img src="/cache/referats/18562/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1043"> (3.3.1)
где [σ]fо– предел изгибной выносливости зубьев. При нормализации и улучшении зубьевпредел изгибной выносливости рассчитывается по формуле (3.3.2).
<img src="/cache/referats/18562/image038.gif" v:shapes="_x0000_i1044"> (3.2.2)
Получим:
для шестерни
<img src="/cache/referats/18562/image040.gif" v:shapes="_x0000_i1045">2,
для колеса
<img src="/cache/referats/18562/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1046">2,
Кн1 – коэффициент долговечности,равен 1.
Кfc– коэффициент вида передачидля реверсивных передач, равен 0,75.
Подставляя в формулу (3.3.1), получим:
для шестерни
<img src="/cache/referats/18562/image044.gif" v:shapes="_x0000_i1047">2,
для колеса
<img src="/cache/referats/18562/image046.gif" v:shapes="_x0000_i1048">2.
4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВПЕРЕДАЧИ
4.1 Межосевое расстояние зубчатого зацепления
Межосевое расстояниезубчатого зацепления определяю по формуле (4.1.1)
<img src="/cache/referats/18562/image048.gif" v:shapes="_x0000_i1049"> (4.1.1)
где К1 – расчётный коэффициент, длякосозубого К1 = 43.
i– передаточное отношение.
Ψва – коэффициентширины зуба колеса при проектном расчёте. Он рассчитывается по формуле (4.1.2).
<img src="/cache/referats/18562/image050.gif" v:shapes="_x0000_i1050"> (4.1.2)
где ψвd–коэффициент ширины зуба колеса относительно делительного диаметра шестерни.Определяю по табл. 4.1 стр. 16. Так как расположение шестерни относительноопор симметричное, а твёрдость рабочихповерхностей зубьев колеса НВср ≤ 350, то ψвd= 0,8 ÷ 1,4.
Принимаю ψвd= 1, тогда по формуле (4.1.2):
<img src="/cache/referats/18562/image052.gif" v:shapes="_x0000_i1051">
Рассчитав ψваокругляю значение до ближайшего стандартного по табл. 4.2 стр. 17.
Принимаю по ГОСТ 2185 – 66 ψва= 0,4.
Кнβ – коэффициентнеравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяю по табл. 4.3стр. 17 Кнβ = 1,02.
[σ]нр – расчётноедопускаемое контактное напряжение рассчитываю по формуле (4.1.3).
<img src="/cache/referats/18562/image054.gif" v:shapes="_x0000_i1052"> (4.1.3)
Подставляем в формулу (4.1.3) значения иполучаем:
<img src="/cache/referats/18562/image056.gif" v:shapes="_x0000_i1053">2
Должно соблюдаться условие [σ]нр≤ 1,23·[σ]н. 380 < 1,23·355=437 – условиесоблюдается.
Подставим значения в формулу (4.1.1) иполучим:
<img src="/cache/referats/18562/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1054">
Значение аwокругляю до ближайшегобольшего по табл. 4.4 стр. 18 и принимаю по ГОСТ 229 – 71 аw= 125 мм.
4.2 Геометрические параметрызубчатых колёс
Предварительно определяю геометрическиепараметры зубчатых колёс: 1) делительный диаметр d2, мм определяю по формуле(4.2.1):
<img src="/cache/referats/18562/image060.gif" v:shapes="_x0000_i1055"> (4.2.1)
<img src="/cache/referats/18562/image062.gif" v:shapes="_x0000_i1056">
2) ширину зубчатого венца в2,мм определяю по формуле (4.2.2):
<img src="/cache/referats/18562/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1057"> (4.2.2)
<img src="/cache/referats/18562/image066.gif" v:shapes="_x0000_i1058">
3) номинальный модуль m, ммопределяю по формуле (4.2.3):
<img src="/cache/referats/18562/image068.gif" v:shapes="_x0000_i1059"> (4.2.3)
<img src="/cache/referats/18562/image070.gif" v:shapes="_x0000_i1060">
Принимаю по табл. 4.5 стр. 18 модуль по ГОСТ310 – 76 до ближайшего большего стандартного значения, при этом учитываю, что всиловых передачах рекомендуется принимать m> 1,5 мм. Из – заопасности разрушения зуба при перегрузках, принимаю m= 2.
Суммарное число зубьев ZΣшестерни и колеса определяем по формуле (4.2.4):
<img src="/cache/referats/18562/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1061"> (4.2.4)
где βmin– минимальный угол наклоназубьев. Принимаю βmin= 8ْ. Получим:
<img src="/cache/referats/18562/image074.gif" v:shapes="_x0000_i1062">
Принимаю ZΣ= 123.
Число зубьев шестерни Z1определяю по формуле(4.2.5):
<img src="/cache/referats/18562/image076.gif" v:shapes="_x0000_i1063"> (4.2.5)
<img src="/cache/referats/18562/image078.gif" v:shapes="_x0000_i1064">
Принимаю Z1= 25.
Число зубьев колеса Z2определяю по формуле (4.2.6):
<img src="/cache/referats/18562/image080.gif" v:shapes="_x0000_i1065"> (4.2.6)
<img src="/cache/referats/18562/image082.gif" v:shapes="_x0000_i1066">
Принимаю Z2= 98.
Уточняю передаточное число по формуле (4.2.7):
<img src="/cache/referats/18562/image084.gif" v:shapes="_x0000_i1067"> (4.2.7)
<img src="/cache/referats/18562/image086.gif" v:shapes="_x0000_i1068">
Уточняю угол наклона зубьев по формуле(4.2.8):
<img src="/cache/referats/18562/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1069"> (4.2.8)
<img src="/cache/referats/18562/image090.gif" v:shapes="_x0000_i1070">
Получим β ́ = arcos(cosβ́) = arcos(0,984) = 10˚18 ́
Определяю фактические размеры зубчатых колёс ипосле расчёта все данные заношу в табл. 4.2.1.
Диаметр делительной окружности определяю поформуле (4.2.9):
<img src="/cache/referats/18562/image092.gif" v:shapes="_x0000_i1071"> (4.2.9)
для шестерни
<img src="/cache/referats/18562/image094.gif" v:shapes="_x0000_i1072">
для шестерни
<img src="/cache/referats/18562/image096.gif" v:shapes="_x0000_i1073">
Диаметр окружности выступов определяю поформуле (4.2.10):
<img src="/cache/referats/18562/image098.gif" v:shapes="_x0000_i1074"> (4.2.10)
для шестерни
<img src="/cache/referats/18562/image100.gif" v:shapes="_x0000_i1075">
для колеса
<img src="/cache/referats/18562/image102.gif" v:shapes="_x0000_i1076">
Диаметр окружности впадин определяю по формуле(4.2.11):
<img src="/cache/referats/18562/image104.gif" v:shapes="_x0000_i1077"> (4.2.11)
для шестерни
<img src="/cache/referats/18562/image106.gif" v:shapes="_x0000_i1078">
для колеса
<img src="/cache/referats/18562/image108.gif" v:shapes="_x0000_i1079">
Уточняю межосевое расстояние аw,мм по формуле (4.2.12):
<img src="/cache/referats/18562/image110.gif" v:shapes="_x0000_i1080"> (4.2.12)
<img src="/cache/referats/18562/image112.gif" v:shapes="_x0000_i1081">
Ширину зубчатого венца колеса в2,мм рассчитываю по формуле (4.2.13):
<img src="/cache/referats/18562/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1082"> (4.2.13)
<img src="/cache/referats/18562/image066.gif" v:shapes="_x0000_i1083">
Таблица 4.2.1
Параметры зубчатых колёс
Наименование
параметра
Вид зацепления (косозубое)
<span Times New Roman",«serif»; mso-fareast-font-family:«Times New Roman»;mso-ansi-language:RU;mso-fareast-language: RU;mso-bidi-language:AR-SA">Расчётная формула
Численные значения, мм
для шестерни
для колеса
для шестерни
для колеса
Диам.дел.окр.
<img src="/cache/referats/18562/image114.gif" v:shapes="_x0000_i1084">
<img src="/cache/referats/18562/image116.gif" v:shapes="_x0000_i1085">
51
199
Диам.окр.выст.
<img src="/cache/referats/18562/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1086">
<img src="/cache/referats/18562/image120.gif" v:shapes="_x0000_i1087">
55
203
Диам.окр.впад.
<img src="/cache/referats/18562/image122.gif" v:shapes="_x0000_i1088">
<img src="/cache/referats/18562/image124.gif" v:shapes="_x0000_i1089">
46
194
Ширину венца шестерни в1, ммопределяю по формуле (4.2.14):
<img src="/cache/referats/18562/image126.gif" v:shapes="_x0000_i1090"> (4.2.14)
<img src="/cache/referats/18562/image128.gif" v:shapes="_x0000_i1091">
4.3 Окружная скорость передачи
Определяю окружную скорость передачи U, м/спо формуле (4.3.1):
<img src="/cache/referats/18562/image130.gif" v:shapes="_x0000_i1092"> (4.3.1)
<img src="/cache/referats/18562/image132.gif" v:shapes="_x0000_i1093">
По табл. 4.7 стр. 21 в соответствии срассчитанной скоростью назначаю 9 степень точности передачи.
4.4 Усилие в зацеплении
Определяю окружную силу F