КУРСОВА РОБОТА
на тему:
Мікроредуктор
ЗМІСТ
с
Завдання___________________________________________________________4
Вихідні дані________________________________________________________4
1. Кінематичний розрахунок________________________________________5
1.1. Вибір кінематичної схеми редуктора__________________________5
1.2. Вибір електродвигуна ______________________________________5
1.3. Вибір передавального числа редуктора ________________________5
1.4. Похибка передавального числа_______________________________6
1.5. Число обертів тихохідного вала ______________________________6
2. Розрахунок на міцність зубчастої пари _____________________________6
2.1. Вибір матеріалу колеса
_____________________________________6
2.2. Вибір допустимих напружень________________________________6
2.3. Коефіцієнт ширини колеса __________________________________7
2.4. Коефіцієнт навантаження ___________________________________7
2.5. Номінальний момент, що крутить на веденому валу_____________7
2.6. Ширина коліс _____________________________________________7
2.7. Нормальний модуль зубчастої пари___________________________7
2.8. Визначення числа зубців шестірні і колеса_____________________7
2.9. Визначення еквівалентних чисел зубців _______________________8
2.10. Визначення коефіцієнту Y?
___________________________________________8
2.11. Визначення геометричних розмірів колес______________________9
3. Розрахунок валів на міцність______________________________________9
3.1. Зусилля в зачепленні _______________________________________9
3.2. Швидкохідний вал _________________________________________9
3.2.1. Вибір матеріалу вала __________________________________9
3.2.2. Вибір муфти, визначення зусилля від муфти_______________9
3.2.3. Наближена оцінка вала________________________________10
3.2.4. Опорні реакції та згинальний момент у вертикальній площині
від сил, що діють у зачепленні
_________________________11
3.2.5. Опорні реакції та згинальний момент у горизонтальній
площині ____________________________________________12
3.2.6. Результуючий згинальний момент від сил, що діють у
зачепленні, у перерізі, який проходить через середину
шестірні____________________________________________ 12
3.2.7. Опорні реакції і згинальні моменти від сили, що діє в муфті
12
3.2.8. Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що
проходить через середину шестірні, від сил, що діють у зачепленні та від
муфти_______________________________12
3.2.9. Приведені (еквівалентні) моменти у небезпечних перерізах
вала________________________________________________12
3.2.10. Діаметр вала під шестірнею___________________________12
3.2.11. Діаметри вала під підшипники________________________ 12
3.3. Тихохідний вал___________________________________________13
3.3.1. Вибір матеріалу вала_________________________________ 13
3.3.2. Опорні реакції та згинальні моменти у вертикальній пло-
щині від сил, що діють у
зачепленні_____________________13
3.3.3. Опорні реакції та згинальні моменти у горизонтальній
площині від сил, що діють у зачепленні__________________13
3.3.4. Результуючий загальний момент від сил, що діють у
зачепленні, у небезпечному перерізі, що проходить через середину
колеса______________________________________13
3.3.5. Приведений (еквівалентний) момент у небезпечному пере-
різі, що проходить через середину
колеса________________13
3.3.6. Діаметр вала під колесом______________________________13
3.3.7. Розмір діаметру вала на опорах А та В___________________13
3.4. Виконання шестірні_______________________________________ 15
4. Підбор підшипників кочення_____________________________________15
4.1. Швидкохідний вал_________________________________________15
4.1.1. Радіальне навантаження на підшипники, тобто опорні реакції
на сили, що діють у зачепленні та в
муфті________________15
4.1.2. Осьове навантаження_________________________________15
4.1.3. Еквівалентне динамічне навантаження__________________ 15
4.1.4. Номінальна довговічність_____________________________ 15
4.2. Тихохідний вал___________________________________________ 16
4.2.1. Визначення радіальних навантажень на підшипники_______16
4.2.2. Осьове навантаження_________________________________16
4.2.3. Еквівалентне динамічне навантаження__________________ 16
4.2.4. Номінальна довговічність_____________________________ 16
5. Вибір шпонки_________________________________________________ 16
6. Змащування редуктора__________________________________________17
6.1. Вибір системи змащування зачеплення та підшипників кочення__ 17
6.2. Необхідна в’язкість та сорт масла____________________________17
6.3. Глибина занурення колеса в олію____________________________ 17
7. Корпус редуктора______________________________________________ 17
7.1. Матеріал корпуса редуктора________________________________ 17
7.2. Розміри корпуса___________________________________________17
7.2.1. Товщина стінки корпуса______________________________ 17
7.2.2. Товщина масляної ванни______________________________ 17
7.3. Кріплення корпуса________________________________________ 17
7.4. Гнізда кріплення підшипників_______________________________17
8. Кришки підшипників___________________________________________ 18
Список використаної літератури______________________________________19
ЗАВДАННЯ
Спроектувати одноступінчастий косозубий мікроредуктор для привода
стрічкопротягувального механізму.
ВИХІДНІ ДАНІ
Діаметр барабана D = 30 мм
Швидкість барабана V = 950 мм / с
Окружне зусилля барабана P = 60 Н
Умови роботи: обертання нереверсивне, навантаження нерівномірне, задане
графіком (Рисунок 1.).
Рисунок 1. – Графік нерівномірного навантаження
Термін служби – 5 років при однозмінній роботі 7 годин на добу. Число
робочих днів у році – 250.
1. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК
Вибір кінематичної схеми мікроредуктора (Рисунок 1.1)
Рисунок 1.1 – Кінематична схема мікроредуктора
1.2. Вибір електродвигуна
а) Для приблизного визначення ККД мікроредуктора приймемо
орієнтовно ККД однієї пари зубчастих коліс при роботі в
масляній
.
Тоді ККД микроредуктора дорівнює:
Вт
б) Потужність на ведучому валу:
, де
Вт
Вт
в) Вибираємо електродвигун серії 4А, номінальна потужність якого
Nдв.=60 Вт, число обертів nдв=2700об./хв.
1.3. Вибір передавального числа мікроредуктора
, де n1 – число обертів ведучого вала, об./хв.;
n2 – число обертів веденого вала, об./хв.
об./хв.
Відповідно до ДСТУ приймаємо і=4.5
1.4. Похибка передавального числа
,
що не перевищує допустимого значення .
1.5. Число обертів тихохідного вала
об./хв.
2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ЗУБЧАСТОЇ ПАРИ
2.1. Вибір матеріалу колеса
Матеріал зубчастих коліс повинен витримувати дотичні та згинальні
напруження зубців. Дотичні напруження визначаються тільки твердістю
поверхні матеріалу, а згинальні залежать також від твердості
серцевини колеса. Найкращим матеріалом, що відповідає вищезазначеним
вимогам, є термічно оброблена сталь.
Матеріал коліса: сталь 45Х
2.2 Визначення допустимого дотичного напруження
Допустиме дотичне напруження зубчастого колеса залежить від строку
служби і режиму роботи передачі. При розрахунку на витривалість :
, де
?Hlimb – базова межа дотичної витривалості поверхні зубців;
ZR – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні та вибирається залежно
від класу її шорсткості (для нашого проекту приймаємо 7-й клас та ZR=1);
SH – коефіцієнт безпеки, який для об’ємно-зміцнених зубців приймають
1,1, а для поверхнево-зміцнених – 1,2;
KHL – коефіцієнт довговічності, який для нашого випадку приймаємо рівним
1;
При незмінному числі обертів ni = n тривалість роботи tі є відношенням
до загальної кількості годин роботи передачі, яка дорівнює добутку
кількості годин роботи за зміну, кількості змін за добу, кількості
робочих днів на рік та кількості років роботи передачі:
t=7?1?250?5=8750 годин
Для колеса:
Для шестірні:
Для нашого проекту ?н=5000 кгс/см2 =500 Мпа
2.3.Коефіцієнт ширини колеса
В одноступінчастому мікроредукторі опори симетричні щодо колес, тому
обираємо ?а= 0,2 .
2.4. Коефіцієнт навантаження
Розрахункове навантаження визначається як добуток двох коефіцієнтів
,
– коефіцієнт концентрації навантаження
– коефіцієнт динамічності
тому
2.5. Номінальний момент, що крутить, на веденому валу
= 0.92 Н?м
Визначаємо міжосьову відстань:
,
де [?к]=500 МПа – контактна напруга між шестірнею і колесом
см
Приймаємо а =25 мм.
2.6. Ширина коліс
b2 = ?а?a = 0,2?25= 5 мм
Конструктивно приймаємо: b2 = 7 мм
b1 = b2 + 1 = 7+ 1 = 8 мм
2.7. Нормальний модуль зубчастої пари
mn = (0,01?0,02)?a = 0.01.40 = 0,25 мм
Значення модуля приймаємо : mn = 0,25 мм.
2.8. Визначення числа зубців шестірні і колеса
Приймаємо попередньо кут нахилу зубців ? = 10?:
Приймаємо Z1 = 36
Число зубців колеса визначаємо за формулою:
Z2 = Z1?i = 36?4.5 = 162
Приймаємо Z2 = 162
Визначимо остаточне значення кута нахилу зубців.
тобто ? = arccos? = 8.6°
Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута
>1,1
2.9. Визначення еквівалентних чисел зубців
Визначимо еквівалентні числа зубів
За значенням еквівалентних чисел зубів виберемо значення коефіцієнтів
форми зубів:
Yf1 = 3,73; Yf2 = 3,75
2.10. Визначення коефіцієнту Y?
Коефіцієнт Y? враховує нахил дотичної лінії до основи зубця,
нерівномірність епюри навантаження та роботу зубця як пластини, а не як
балки.
=0.95
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами
, де
>1,1
таким чином
Визначимо дійсні місцеві напруження згину в зубцях.
Через те що матеріал шестірні міцніший, ніж матеріал колеса, а зубець
шестірні тонший біля основи, ніж у колеса, розрахунок роблять по тому з
зубчастих коліс, у якого менше відношення:
.
Розрахунок виконуємо по колесу
?f2 = 64 МПа
?f2 100(.
Розрахунок ведемо по більш навантаженому підшипнику
Визначаємо:
тобто менше за будь-яке значення параметра е для підшипників типу 0000.
Розрахунок ведемо на дію наче одного радіального навантаження, тобто
приймаємо X=1 , Y=0:
Р1 = X?V?Fr1?kб?kт
де kб=1,1…1,3 , а kт=1 , тому
Р1 = 1?1,3?30?1?1 = 39 Н
На підставі розрахунку швидкохідного вала на міцність приймаємо
підшипник № 1000093, у якого :
d=3мм ; D=8 мм ; B=3мм ; С=440 Н .
4.1.4. Номінальна довговічність
мільйонів обертів
годин
Підшипники будуть працювати беззмінно більше, ніж гарантований строк
служби редуктора (8750 годин).
4.2. Тихохідний вал
4.2.1.Визначення радіальних навантажень на підшипники
Тобто визначимо опорні реакції
Н
Н
4.2.2. Осьове навантаження
Fа = Q = 34,1 Н
4.2.3. Еквівалентне динамічне навантаження
Еквівалентне динамічне навантаження для радіальніх шарикопідшипників і
радіально наполенливих шарико і роликопідшипників:
P=(XVFr + YFa)KTK?
Розрахунок ведемо на дію одного радіального навантаження, тобто
приймаємо X=1, Y=0.
Р2 = X?V?Fr2?kб?kт = 1?1?29?1,3?1= 38 Н
На підставі розрахунку тихохідногоохідного вала на міцність, обираємо
однорядний шарикоподшипник типу 1000094. Розміри підшипника наступні:
d=4мм ; D=11мм ; B=3мм ; C=750 Н .
4.2.4. Номінальна довговічність
мільйонів обертів
годин
Підшипники будуть працювати беззмінно значно більше, ніж гарантований
строк служби редуктора (8750 годин).
5. ВИБІР ШПОНКИ
Шпонка веденого вала під колесом
За значенням діаметра вала під колесом d=5мм, обираємо шпонку
призматичну
з наступними характеристиками:
l = 7 мм; b = 2мм; h = 2мм.
Перевіримо шпонку на зминання:
(см ( [(]см
[(]см = 100 МПа
МПа
53 МПа
Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter
