Кинематический расчет конического редуктора

Федеральное агентство по образованию РФ

Сибирская автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

 

 

 

 

Кафедра прикладной механики

 

 

 

 

 

 

ЭЛЕКТРОШТАБЕЛЕР

Пояснительная записка к курсовому  проекту по механике

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                                     Выполнила: студентка 21 ОД

                                                                                                           Зубарев П.Н

                                                                  Проверил: Сыркин В.В.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Омск - 2008

Введение

 

В данном курсовом проекте производится кинематический расчет конического  редуктора. Определяются его основные кинематические параметры: угловая  скорость вращения всех валов или частоты вращения, передаточные отношения всех передач, числа зубьев зубчатого колеса и шестерни, уточнение скорости рабочего органа.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых колес, валов подшипников, помещенных в закрытый корпус, снабженный смазочным устройством и предназначенный для понижения частоты вращения и повышения крутящего момента ведомого вала по отношению к ведущему валу.

Редуктор – законченный механизм. Он изготавливается как самостоятельный  отдельный узел. Зачастую ведущий  вал соединяется через муфту  с двигателем, а выходной (ведомый) вал через муфту или гибкую передачу – с остальной машиной.

Область применении редуктора широка: подъемные машины, дорожные машины, машины нефтедобывающей отрасли, транспортеры и конвейеры, машины для пищевой промышленности, средства механизации трудоемких работ и т.д.

По типу зубчатых передач редукторы  различают: цилиндрические, конические, червячные, волновые и планетарные.

По количеству передач редукторы  делятся на одноступенчатые, двухступенчатые и трехступенчатые.

В данном курсовом проекте производится расчет конического одноступенчатого редуктора.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Энерго-кинематический расчет механизма

 

Определяем полезную рабочего органа

 

N = υ ∙ G,

 

где υ = 16/60 = 0,27 м/с. Подставляя значение скорости в формулу получаем

 

N = 0,27 ∙ 8000 = 2130 = 2,13 кВт.

 

Определяем мощность электродвигателя

 

Nэ ≥ N / η,

 

где η – КПД, η = η_з.п. ∙ η_в.п. = 0,98 ∙ 0,78 = 0,76. Подставляя значение скорости в формулу получаем

 

Nэ = 2,13/0,76 = 2,8 кВт.

 

По таблице выбираем электродвигатель единой серии 4А с синхронной частотой вращения n_c = 1000 об/мин, у которого мощность Nэ = 3 кВт > 2,8 кВт. Тип электродвигателя 112МА6, частота вращения n_э = n₁ =955 об/мин.

 

Составляем уравнение кинематического баланса

 

Из этого уравнения определяем передаточное число зубчатой передачи

 

 

Отсюда находим z₁ = 73, z₂ = 100.

 

Уточняем скорость подъема груза

 

 м/мин

 

Результат показывает, что числа  зубьев передачи редуктора подобраны  удовлетворительно, погрешность составляет

 

 

Определяем скорости вращения валов

 

 

Определяем крутящие моменты

 

М₁ = N₁/ω₁ = 3/100 = 0,03 кН∙м = 30 Н∙м,

 

М₂ = М₁∙U₁₂∙η_з.п. = 30∙1,4∙0,98 = 40,4 Н∙м

 

Определяем фактическую мощность

 

N_ф = М₂∙ω₂∙ η_в.п. = 40,4∙72,7∙0,78 = 2300 Вт = 2,3 кВт.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Определение модуля и геометрических параметров

 

Определим модуль в среднем сечении

 

 

где ψ = 6…10 – коэффициент ширины зуба; [C_H] = 1,5 Н/мм² – коэффициент контактной прочности для стали; k = 1,3 – коэффициент нагрузки; u₁₂ = z₂/z₁ = 1,4.

 

 

Принимаем модуль m = 1,5.

 

Определяем стандартный модуль

 

 

Определим угол конуса шестерни

 

tg δ₁ = z₁/z₂ = 73/100 = 0,73,

 

δ₁ = 36,2º

 

sin δ₁ = 0,59

 

Уточняем модуль m_m

 

m_m = m₁ - b∙sin δ₁ / z₁ = 1,43

 

Рассчитаем геометрические параметры  конической передачи.

 

Определим диаметр начальной окружности шестерни

 

d₁ = m₁∙z₁ = 1,5∙73 = 110 мм

 

Определим диаметр начальной окружности колеса

 

d₂ = m₁∙z₂ = 1,5∙100 = 150 мм

 

Определим угол начального конуса колеса

 

δ₂ = 90º – δ₁ = 90º - 36,2º = 53,8º

 

Определим средний диаметр шестерни

 

d_m1 = m_m∙z₁ = 1,43∙73 = 104,4 мм

 

 

Определим средний диаметр колеса

 

d_m2 = m_m∙z₂ = 1,43∙100 = 143 мм

 

Определяем внешний диаметр шестерни

 

d_a1 = m₁∙(z₁ + 2∙cos δ₁) = 1,5∙(73 + 2∙ cos 36,2) = 112 мм

 

Определяем внешний диаметр колеса

 

d_a2 = m₂∙(z₂ + 2∙cos δ₂) = 1,5∙(100 + 2∙ cos 53,8) = 152 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Силовой расчет

 

Определяем окружную силу

 

F_t = 2∙M₂ / d_m1 = 2∙40,4∙013 / 104,4 = 774 Н

 

Определяем радиальную силу

 

F_r = F_t ∙ tg α ∙ sin δ₁ = 774 ∙ tg 20 ∙ sin 36,2 = 166,2 Н

 

Определяем осевую силу

 

F_а = F_t ∙ tg α ∙ cos δ₁ = 774 ∙ tg 20 ∙ cos 36,2 = 227,4 Н

 

Определяем суммарную радиальную силу

 

 Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Эскизная компоновка зубчатых колес

 

Определяем межцентровое расстояние

 

а_к = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(110 + 150) = 130 мм

 

Определяем внешнее конусное расстояние

 

 мм

 

Определяем среднее конусное расстояние

 

R_m = R – 0,5∙b = 93 – 0,5∙9 = 88,5 мм

 

Определяем высоту зуба

 

h = 2,25m = 2,25∙1,5 = 3,4 мм

 

Определяем высоту головки зуба

 

h_a = m = 1,5 мм

 

Определяем высоту ножки зуба

 

h_f = 1,25m = 1,9 мм

 

 

 

Определяем наименьший диаметр входной шейки вала

 

 

где M₂ – крутящий момент, Н∙м; [τ_к] – для быстроходного вала допускаемое напряжение, [τ_к] = 50 Н/мм². После подстановки получим

 

 мм

 

Округляем полученное значение до ближайшего согласно ряду R_a20, равному 16 мм.

 

Определяем длину входной шейки вала

 

L_B2 = 1,8∙d_B2 = 1,8∙16 = 28 мм

 

Определяем диаметр шейки под уплотнение

 

d_y2 = d_B2  + 2∙t₃,

 

где t₃  = 4 мм – высота заплечика между шейками вала d_B2  и d_y2. После подстановки числовых значений получим

 

d_y2 = 16 + 2∙4 = 24 мм

 

Определяем длину шейки под уплотнение

 

L_y2 = d_y2  = 24 мм

 

Определяем диаметр резьбы под гайку 

 

d_м2 = d_y2  + (2…4) = 24 + (2…4) = 26…28 ≈ 27…30 мм

 

Выбираем резьбу М30×1,5. Теперь определяем диаметры шейки под подшипники, исходя из неравенства d_п2 ≥ d_м2.   По ГОСТу выбираем шариковый однорядный радиально-упорный подшипник легкой серии № 46207, у которого d_п2 = 35 мм,

D₂ = 72 мм, В₂ = 17 мм, α = 26º.

 

Определяем диаметр заплечика при переходе от вала к шестерни

 

d_з2 = d_п2  + 2∙t_Б,

 

где t_Б  = 5 мм – высота заплечика. После подстановки числовых значений получим

 

d_з2 = 35 + 2∙5 = 45 мм

 

Определяем углубление на торце шестерни

 

а₃ = (1,5…2)∙m = (1,5…2)∙1,5 ≈ 3 мм

 

Определяем длину консоли

 

а₀ ≤ 0,8∙d_п2  = 0,8∙35 = 28 мм

 

Консоль а₀  стремятся сделать минимальной. При этом длину заплечика а_Б  между подшипником и конической шестерней может уменьшаться до значения

 

а_Б = m = 1,5 мм

 

Определим условную длину консоли

 

а₁ = а_ш + В₂/2,

 

где В₂ – ширина подшипника, В₂ = 17 мм.

 

а₁ = 14 + 17/2 = 25,5 мм

 

Определим расстояние а_п

 

а_п = 0,25(d_п2  + D₂)∙tg α,

 

где D₂  = 72мм – наружный диаметр подшипника; а = 26º – угол наклона реакции подшипника.

 

а_п = 0,25(35 + 72)∙tg 26º = 3 мм

 

Уточняем длину консоли

 

а₀ = а₁ – а_п = 25,5 – 13 = 22,5 мм

 

Сопоставляя с результатом  а₀ = 28 мм, получаем неравенство а₀ = 22,5 < 28 мм, что соответствует условию.

 

Определяем расстояние между подшипниками.

 

Расстояние между подшипниками а₂  выбирается большее из двух соотношений

 

а₂ = 0,6∙L;      а₂  = (2…2,5)∙а₁,

 

где L – расстояние между точками А и В приложения реакций.

 

а₂ = 0,6∙84 = 50,4 мм;      а₂  = 2,5∙25,5 = 64 мм,

 

Согласно стандартному ряду R_a40 принимаем а₁ = 25 мм, а₂ = 63 мм.

 

Определяем расстояние между точками приложения реакций

 

L₂ = a₂ + 2∙a_п = 63 + 2∙13 = 89 мм

 

Определяем диаметр фланца стакана

 

D_a2 = d_ст + 5∙d_Б = (77…109) + 5∙8 = 140 мм

 

Болты, крепящие крышку и стакан к  корпусу, располагают равномерно по окружности. Диаметр окружности центров болтов на торце фланца определяется по формуле

 

D_ср = 0,5(d_ст + D_а) = 0,5(100 + 140) = 120 мм

 

Определяем длину центрирующего пояска

 

L = 0,5∙В = 0,5∙17 = 8,5 мм

 

Т.к. диаметр шейки вала под уплотнение d_y2  = 24 мм, то наружный диаметр D_у2 = 40 мм,  ширина В_у2 = 10 мм, толщина стенки крышки δ₁ = 5 мм, угол фаски α = 30º, а ее длина t_y = 3 мм.

 

Определим наименьший диаметр выходной шейки тихоходного вала

 

мм

 

где М₁ = 30 Н∙м – вращающий момент на I-м валу; [τ_к] = 63 Н/мм2 – допускаемое касательное напряжение дли тихоходного вала. Округляем полученное значение диаметра до ближайшего согласно ряду R_a20, равному d_В1 = 14 мм.

 

Определим длину выходной шейки

 

L_B1 = 1,8∙d_В1  = 1,8∙14 = 25 мм

 

 

Следующая ступенька вала – это  шейка под уплотнение, в качестве которого используется резиновая манжета  по ГОСТ 8752-79. Манжета устанавливается  в крышке и уплотняет вал. Диаметр  шейки определяется по формуле

 

d_y1 = d_B1 + 2∙t₁ = 14 + 2∙4 = 22 мм

 

где t₁ = 4мм – высота заплечика между шейками вала.

 

                                                                                                                                                                Длину этой шейки предварительно  принимаем, равную диаметру, L_y1 = d_y1 = 22 мм.

 

Определяем диаметр шеек под подшипник

 

d_п1 = d_y1 +(2…4) = 22 + 4 = 26 ≈ 30 мм

 

Полученное значение нужно округлить  до табличного значения. В нашем  расчете 26 ≈ 30 мм.

Выбираем шариковый радиально-упорный  подшипник легкой серии № 36206, у которого d_п1 = 30 мм, D₁ = 62 мм, В₁ = 16 мм.

Далее определяем диаметр отверстия  в зубчатом колесе и соответствующей  ему шейки вала d_ш1 по формуле