Изчисляване на цилиндричен едностапален зъбен редуктор с прави зъби

Изтегляне 371 Kb.

Дата	24.05.2022
Размер	371 Kb.
	#114425

Проектиране и конструиране на цилиндричен едностъпален редуктор

ИЗЧИСЛЯВАНЕ НА ЦИЛИНДРИЧЕН ЕДНОСТАПАЛЕН ЗЪБЕН РЕДУКТОР С ПРАВИ ЗЪБИ
1.Увод:
1.1.Задвижваща система с общо предназначение - състои се от двигател, съединител, редуктор и трябва да предаде мощност P = 2 kW и да редуцира оборотите.
Технически изисквания: системата трябва да отговаря на:
- безопасност ;
- монтаж - пригодност ;
- икономичност ;
- надеждност ;
1.2.Дефиниране на функциите - основната функция е задвижване на работна машина.Второстепенни функции - регулиране на оборотите, гасене на вибрации и удари.
1.3.Търсене на принципни решения – пластична система състояща се от двигател,съединител и редуктор.
1.4.Разделяне на техническата система двигател, съединител, редуктор:
I.Избор на двигател съобразно предаваната мощност и обороти.
II.Избор на съединител съобразно предназначението на системата и предавания въртящ момент.
III.Проектиране на редуктор съобразно техническото задание.
1.5.Разработка на предварителния вариант на ключовите модули – предварителна конструкторска документация включваща сборен чертеж на редуктор, избор на стандартен двигател и на стандартен съединител от каталог.
1.6.Пълна конструкторска документация – изготвя се пълна обяснително изчислителна записка за задвижващата система. Сборния чертеж на редуктора включва списъка на съставните му части, чертежи на детайли от редуктора и чертеж на сглобената единица (двигател, съединител, редуктор).
Окончателния резултат на разработката е съставяне на пълна конструкторска документация на задвижващата система.
2.Технически и конструктивни характеристики:
-мощност на задвижвания вал: P = 2kW;
-честота на въртене:
n_изх= 350 min^-1
n_вх = 1400 min^-1 ;
-вид на предавката - нереверсивна ;
-вид на корпуса - лят ;
-трайност на редуктора - 10 ;
-К.П.Д. за едностъпален - избираме η = 0.98 ;
2.1.Определяне на общото предавателно число:

2.2.Определяне разпределението по стъпала:
-брой стъпала - 1;
За цилиндрични предавки максималната стойност /едностъпални / на предавателното число е 7, ако са по-големи стойностите се използват цилиндрични предавки - двустъпални.
2.3.Определяне на честотата на въртене на валовете,съответно входящ и изходящ:

2.4.Определяне на усукващите моменти на валовете,с отчитане на К.П.Д.:

2.5.Предварително изчисляване на диаметрите на валовете:

3.Избор на материал за зъбните колела.
За материал на зъбните колела избираме нисковъглеродна легирана стомана 18ХГМ матричен за зъбни колела,БДС 6354-85.
HRC = 55 ÷ 63 – избираме средна стойност:

HRC₁ => 62 (м.з.к.)
HRC₂ => 58 (г.з.к.)
Приемаме степен на точност 7;
Коефициент на външно натоварване 1.3;
3.1.Определяне на допустимите напрежения:
- базово напрежение:

, [1]

4.Изчисляване на началните диаметри на зъбните колела:
- модул – m = 2 ;
- ъгъл на наклона - β = 0º ;
- брой на зъбите - z₁= 20 => z₂ = z₁.u = 80 ;
- коефициент на изместване - x_Σ = 0 ;
- относителна ширина на зацепване - b_ω =15.m = 30 ;
- делителни диаметри
d₁ = z₁.m = 40 mm
d₂ = z₂.m = 160 mm
- начални диаметри α = 20º , α_w = 20º

5.Изчисляване на междуосовото разтяние:

6.Коефициент на изместване на изходния контур x_Σ = 0:
x₁ = 0.35 x₂ = -0.35
7.Определяне на размери от геометрията на зъбните колела:
7.1.Основни диаметри:

7.2.Коефициент на изместване в предавката:

7.3.Коефициент на обратно изместване в предавката:

7.4.Диаметри на върховите окръжности:

7.5.Диаметри на петовите окръжности:

7.6.Коефициент на челно препокриване:

7.7.Нормална широчина на върха на зъба:

7.8.Широчина на зацепване:

8.Определяне на силите в зъбните двоица:
8.1.Периферна сила:

8.2.Нормална сила:

8.3.Радиална сила:

8.4.Осова сила:
- при зъбни колела с прави зъби β = 0

9.Изчисляване на зъбите на умора на огъване и контакт на умора:
Приемаме съгласно БДС 17 108 - 89
Z_E = 190MPa K_а =1.3 K_Fβ =1,2 Y_β =1
Z_H = 2,5MPa K_Н_v = K_Fα =1 Y_Fs₁ =3,7
Z_ε = 1MPa K_Hβ = 1 K_Fv =1,1 Y_Fs₂ =3,8
Z_β = 1MPa K_Hα = 1 Y_ε =1
Z_E – коефициент, отчитащ механичните характеристики на зъбните колела;
Z_H – коефициент, отчитащ формата на зъбните повърхнини в полюса на зацепването;
Z_β – коефициент, отчитащ наклона на зъбите;
Z_ε – коефициент, отчитащ сумарната дължина на контактните линии;
K_a - коефициент, отчитащ влиянието на външно динамично натоварване върху товаримостта на зацепените зъби;
K_Hβ - коефициент, отчитащ разпределянето на натоварването по дължината на контактните линии;
K_Hα- коефициент, отчитащ разпределянето на натоварването между зацепените двойки зъби при изчисляване на контактна умора;
K_Н_v - коефициент, отчитащ вътрешното динамично натоварване при проверка на контактната умора;
K_Fβ -коефициент, отчитащ разпределението на напрежението на огъване по дължината на зъбите;
K_Fα-коефициент, отчитащ разпределението на натоварването между зацепените двойки зъби при изчисляване на огъване;
K_Fv- коефициент, отчитащ вътрешното динамично натоварване при изчисляване на огъване;
Y_Fs1/2 - коефициенти, отчитащи формата на зъба и концентрацията на напреженията;
Y_ε - коефициент, отчитащ припокриването на зъбите;
Y_β - коефициент, отчитащ наклона на зъбите;

Съгласно приложение 15 БДС 17108 - 89

Y_s₁= 3,7 при x₁ = 0,3
Y_s₂ = 3,8 при x₂ = -0,35
9.1.Умора на огъване:
σ_F1< σ_FP 66,428 < 482,4
σ_F2 < σ_FP 68,525 < 482,4
9.2.Контактна умора:

10.Избор на лагери по критерия динамична товароносимост:
k_p = 1,0 ÷ 1,2 ; Избираме средната стойност k_p = 1,1
10.1.Определяне на еквивалентното натоварване:
v,x,k_t,k_δ = 1
P_r= F_r = 247,5 N

За входящия вал:

За изходящия вал:

10.2.Определяне таблично на динамичната товароносимост:
От таблица 615 избираме съчмен радиален лагер отлека серия:

за входящия вал – 104;
за изходящия вал – 106;

C_r_{1 табл} =7,22 kN C_r_{2 табл} = 10,20 kN
C_or₁ = 4,45 kN C_or₂ = 6,89 kN
10.3.Проверочно изчисление за определяне на трайността:
- за входящия вал

- за изходящия вал

10.4.Определяне на действителната трайност на лагерите:

- за входящия вал:

- за изходящия вал:

Избираме за входящия вал лагер 104 :

d	D	B	r
mm	mm	mm	mm	kN	kN
20	42	12	1	7,22	4,45	12000

Избираме за изходящия вал лагер 106 :

d	D	B	r
mm	mm	mm	mm	kN	kN
30	55	13	1,5	10,2	6,89	10000

10.5.Избор на уплътнител за лагерите според диаметъра на вала и външния диаметър на лагерите:
- за входящия вал избираме уплътнител радиален тип Б за вал с d = 20 mm.
Уплътнител Б 20x30x10 – 2 по БДС 9954 - 83

d	D	h
mm	mm	mm	mm
20	35	11	14

- за изходящия вал избираме уплътнител радиален тип Б за вал с d = 30 mm.

Уплътнител Б 30х40х10 – 2 по БДС 9954 – 83

d	D	h
mm	mm	mm	mm
30	42	7	11

11.Избор и проверка на шпонковите съединения:

[σ_см]= 80 ÷ 150 Mpa [τ_см]= 54 ÷ 120 Mpa

Избираме:
[σ_см]= 120 Mpа [τ_см]= 90 Mpa
11.1.За входящия вал:
d_вх = 20 mm l = 14 ÷ 70 mm
b = 6 mm s = 0,25 mm
h = 6 mm r = 0,4 mm
- на смачкване:

- на срязване

Избираме шпонка 6х6х35 по ПР – 1 по БДС 1016 – 87

L		b	h	r
mm	mm	mm	mm	mm	mm	mm	mm	mm
35	20	6	6	0,4	3,5	2,8	0,16	0,25

11.2.За изходящия вал:
d_изх =30 mm l = 18 ÷ 90 mm
b = 8 mm s = 0,25 mm
h = 7 mm r = 0,4 mm
- на смачкване:

- на срязване

Избираме шпонка 8х7х45 по ПР – 1 по БДС 1016 – 87

L		b	h	r
mm	mm	mm	mm	mm	mm	mm	mm	mm
45	20	8	7	0,4	4	3,3	0,16	0,25

12.Проверочно изчисляване на задвижващия вал на първото стъпало по критерия умора.Коефициента на сигурност в застрашеното сечение.
12.1.Изчисляване на натоварването на входящия вал:

12.2.Изчисляване на натоварването на изходящия вал:

12.3.Изчисляване на максималните огъващи моменти за двата вала:
- за входящия вал:

- за изходящия вал:

12.4.Якостно проверяване на валовете:
- за входящия вал:

- за изходящия вал:

За стомана [σ_екв] = 120 MPa
- за входящия вал
σ_екв^```<[σ_екв] – условието е изпълнено
- за изходящия вал
σ_екв^```<[σ_екв] – условието е изпълнено
13.Оразмеряване на фундаментите и скрепителните болтове и на специфичните елементи от конструкцията на редуктора.
-Избиране на скрепителни болтове.
Избирам болт 6 М8x50- 5,3 БДС 16207-85.

k	d	D	s	l
mm	mm	mm	mm	mm
5,3	8	12,35	13	14,4

Гайка 12 М8 - 5 БДС 1262-83.

-Избор на фундаментни болтове
Болт 4 М 12x50- 5,6 БДС 16207-85

k	d	D	s	l
mm	mm	mm	mm	Mm
7,5	12	16,8	18	20

Гайка 8 М12- 5 БДС 744-83

-Избор на пробка.
Избираме пробка М12x1,5 БДС 4069-73

	i	l	m	c	s	D
mm	mm	mm	mm	mm	mm	mm
17	12	21	6	3	13	14,5

-Избор на отдушник


mm	mm	mm	mm	mm
M12x1,5	4	2	14	3

-Избор на масло-указател.

-Уточняване вида и размерите на съединителя.
Избираме еластично огъващ се съединител “Перифлекс” поради възможността му да компенсира ъглови, радиални и осови измествания на валовете, получени при монтажа, обработката на валовете и др. Този тип съединител се използват за свръзка между валове електродвигатели. Предпочитат се поради малките си габаритни размери.
Съединителите “Перифлекс” не се нуждаят от мазане, работят безшумно и изолират електрически задвижваната от задвижващата част.
Шините са създадени от гумени платове на брой от 2 до 12 според големината на пренасяния момент. Тъканта на основата се разполага под известен ъгъл на посока на въртене, така че нишките и да работят на опън. Платовете са предпазени от гумен пласт.
Моментът на силите на триене между шините и дисковете се създава от винтово съединение.

Размери на съединителя.

диаметри
А	B	C	D
mm	mm	mm	min	max
104	50	34	12	22

Дължини
L		M		N	O	P
mm	mm	mm	mm	mm	mm	Mm
64	88	28	40	-	16	57

● Масата на съединителя е 1.0кг.

● Максималният ъгъл на усукване е 6
● Максималната честота на въртене .
-Избор на двигател.
Избираме двигател 4АО- 100L- 4D на фирма ELMA.TROYAN с технически характеристики:
● Мощност- 2,2kW

Честота на въртене-
Номинален ток-
КПД-

Основни габаритни размери:

Височина от оста на вала до основата h=100mm
Обща дължина на двигателя =358mm
Обща височина на двигателя p=224mm

Диаметър на изходящия вал d=28mm

Използвана литература:

1. БДС по Христов.
2. „ Курсово проектиране по машинни елементи ” - Петър Ненов .

Изтегляне 371 Kb.

Сподели с приятели: