Реферат: Одноступенчатый косозубый редуктор

--PAGE_BREAK--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 (Рисунок1.).


<img width=«636» height=«374» src=«ref-2_7451368-8618.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029">
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
1.1.        
Вибір кінематичної схеми мікроредуктора (Рис
унок
1.1
)

                                                                           <img width=«9» height=«5» src=«ref-2_7459986-79.coolpic» v:shapes="_x0000_s1027"><img width=«4» height=«6» src=«ref-2_7460065-76.coolpic» v:shapes="_x0000_s1026"> 

                                      <img width=«306» height=«243» src=«ref-2_7460141-7865.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030">
Рисунок1.1 – Кінематична схема мікроредуктора
1.2. Вибір електродвигуна
          а) Для приблизного визначення ККД мікроредуктора приймемо                   орієнтовно ККД однієї пари зубчастих коліс при роботі в масляній                    ванні <img width=«73» height=«32» src=«ref-2_7468006-360.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031">, а також однієї пари підшипників кочення <img width=«75» height=«29» src=«ref-2_7468366-364.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">.   
                         Тоді ККД микроредуктора  дорівнює:

                  <img width=«232» height=«29» src=«ref-2_7468730-789.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033"> Вт

б)  Потужність на ведучому валу:

      <img width=«67» height=«51» src=«ref-2_7469519-348.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">  , де

                <img width=«169» height=«21» src=«ref-2_7469867-278.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035"> Вт

                 <img width=«111» height=«44» src=«ref-2_7470145-292.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036"> Вт

в) Вибираємо  електродвигун серії 4А, номінальна потужність якого                             

     Nдв.=60 Вт, число обертів nдв=2700об./хв.

1.3. Вибір передавального числа  мікроредуктора

  i = <img width=«28» height=«52» src=«ref-2_7470437-227.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037">,      де       n1– число обертів ведучого вала, об./хв.;

                               n2– число обертів веденого вала, об./хв.

  <img width=«199» height=«44» src=«ref-2_7470664-502.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">  об./хв.
  Отже : <img width=«103» height=«41» src=«ref-2_7471166-290.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">

  Відповідно до ДСТУ  приймаємо і=4.5

1.4. Похибка передавального числа                     

     <img width=«219» height=«48» src=«ref-2_7471456-541.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040"> ,

       що не перевищує допустимого значення .

1.5.Число обертів тихохідного вала   

        <img width=«149» height=«45» src=«ref-2_7471997-361.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041"> 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

Матеріал шестірні: сталь 4Х, термообробка забезпечує поліпшення її характеристик до твердості НВ = 246÷280; σміц= 1000 Мпа; σтек=800 МПа<img width=«12» height=«23» src=«ref-2_7472358-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">

2.2 Визначення допустимого дотичного напруження

Допустиме дотичне напруження зубчастого колеса залежить від строку служби і режиму роботи передачі.  При розрахунку на витривалість :

<img width=«175» height=«48» src=«ref-2_7472431-644.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043"> ,  де

σHlimb– 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 tіє 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:

<img width=«576» height=«56» src=«ref-2_7473075-1528.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044"> Для шестірні:

<img width=«596» height=«56» src=«ref-2_7474603-1566.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">Для нашого проекту σн=5000 кгс/см2=500 Мпа

2.3.Коефіцієнт ширини колеса

В одноступінчастому мікроредукторі опори симетричні щодо колес, тому обираємо ψа= 0,2 .

2.4. Коефіцієнт навантаження

Розрахункове  навантаження визначається як добуток двох коефіцієнтів

<img width=«80» height=«28» src=«ref-2_7476169-306.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046"> ,

де  <img width=«23» height=«28» src=«ref-2_7476475-189.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">  — коефіцієнт концентрації навантаження

<img width=«69» height=«27» src=«ref-2_7476664-328.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">

<img width=«23» height=«25» src=«ref-2_7476992-173.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049"> -   коефіцієнт динамічності

<img width=«69» height=«25» src=«ref-2_7477165-317.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050"> 

 тому

 <img width=«139» height=«23» src=«ref-2_7477482-487.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">

2.5. Номінальний момент, що крутить, на веденому валу

<img width=«232» height=«47» src=«ref-2_7477969-549.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">  = 0.92 Н×м

Визначаємо міжосьову відстань:

<img width=«280» height=«65» src=«ref-2_7478518-1479.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053"> ,

де [σк]=500 МПа – контактна напруга між шестірнею і колесом

<img width=«315» height=«53» src=«ref-2_7479997-842.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">см

Приймаємо а =25мм.

2.6. Ширина коліс

b2= yа×a = 0,2×25= 5мм

Конструктивно приймаємо: b2= 7мм

b1= b2+ 1= 7+ 1= 8 мм

2.7. Нормальний модуль зубчастої пари

mn= (0,01¼0,02)×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 b= 10°:

<img width=«260» height=«45» src=«ref-2_7480839-670.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">

Приймаємо Z1= 36

Число зубців колеса визначаємо за формулою:

Z2= Z1×i = 36ּ4.5 = 162

Приймаємо Z2= 162

Визначимо остаточне значення кута нахилу зубців.

  <img width=«301» height=«41» src=«ref-2_7481509-634.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">

тобто β = arccosβ  = 8.6°

Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута

 <img width=«216» height=«44» src=«ref-2_7482143-636.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"> >1,1

2.9. Визначення еквівалентних чисел зубців
    продолжение
--PAGE_BREAK--Визначимо еквівалентні числа зубів
 <img width=«171» height=«91» src=«ref-2_7482779-810.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">

За значенням еквівалентних чисел зубів виберемо значення коефіцієнтів форми зубів:

Yf1= 3,73;  Yf2= 3,75

2.10. Визначення коефіцієнту Y
β


Коефіцієнт Yβ враховує нахил дотичної лінії до основи зубця, нерівномірність епюри навантаження та роботу зубця як пластини, а не як балки.

 <img width=«209» height=«41» src=«ref-2_7483589-555.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">=0.95 

Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами

<img width=«103» height=«51» src=«ref-2_7484144-503.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060"> , де      

<img width=«436» height=«43» src=«ref-2_7484647-1079.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">>1,1

таким чином                

<img width=«140» height=«44» src=«ref-2_7485726-469.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">

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:

<img width=«135» height=«60» src=«ref-2_7486195-597.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">    ;          <img width=«137» height=«60» src=«ref-2_7486792-595.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">.

Розрахунок виконуємо по колесу

<img width=«461» height=«44» src=«ref-2_7487387-1156.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">  
sf2 = 64МПа

sf2 < [sf2] = 160 МПа

Умови міцності дотримуються.

2.11. Визначення геометричних розмірів коліс

a)  Коловий модуль:

 <img width=«168» height=«44» src=«ref-2_7488543-581.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066"> мм

приймаємо mt=0,25 мм

b)  Початкові діаметри:

Шестірня: <img width=«185» height=«27» src=«ref-2_7489124-524.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"> мм

Колесо: <img width=«211» height=«27» src=«ref-2_7489648-572.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> мм

c)  Перевіряємо правильність підрахунку початкових діаметрів:

      <img width=«204» height=«43» src=«ref-2_7490220-560.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069"> мм

d)  Діаметри кола виступів:

Шестірня: da1= dω1+2·mn=9+ 2×0,25= 9,5мм

Колесо: da2= dω2+ 2×mn= 40,5+ 2×0,25= 41мм

e)  Діаметри западин:

Шестірня: df1= dω1— 2,5×mn= 9— 2,5×0,25= 8,5мм

Колесо: df2= dω2— 2,5×mn= 40,5— 2,5×0,25= 40мм
3.    РОЗРАХУНОК ВАЛІВ НА МІЦНІСТЬ
3.1. Зусилля в зачепленні

Колове  зусилля :

<img width=«177» height=«48» src=«ref-2_7490780-596.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070"> Н

де  Мкр.1– крутильний момент, що  передається швидкохідним валом.

 <img width=«275» height=«47» src=«ref-2_7491376-809.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">Н м

Радіальне зусилля:

 <img width=«239» height=«44» src=«ref-2_7492185-655.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"> Н

Осьове зусилля:

 <img width=«199» height=«28» src=«ref-2_7492840-509.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073"> Н

3.2. Швидкохідний вал

Схема навантаження вала представлена на Рисунку3, а розрахункова схема епюри моментів швидкохідного вала – на Рисунку.4.

       3.2.1. Вибір матеріалу вала

Приймаємо сталь 45, поліпшену з наступними механічними характеристиками.

sміц= 560 Мпа; sт= 280 Мпа; tт= 150 Мпа; s-1= 250 МПа ;

t-1= 150 МПа; ψσ=0; ψτ=0

Допустиме напруження [σ]згIII=55 МПа

       3.2.2. Вибір муфти, визначення зусилля від муфти
<img width=«626» height=«429» src=«ref-2_7493349-29594.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">


    продолжение
--PAGE_BREAK--Рисунок 3. – Схема навантаження швидкохідного валу


Відповідно до крутильного моменту Мкр1=0,2 Н×м обираємо мембранну муфту. Потрібна нам  характеристика цієї муфти :  D3=38 мм

 Зусилля від муфти, що діє на вал:

<img width=«225» height=«44» src=«ref-2_7522943-609.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> Н
3.2.3. Наближена оцінка вала
Відстань між опорами вала для приблизного розрахунку :

l =2×b2= 2×7= 14мм

Довжина консольної ділянки вала орієнтовано :

l1=1,5×b2= 1,5×7= 10,5мм
3.2.4.Опорні реакції та згинальний момент у вертикальній площині від сил, щодіють у зачепленні

 <img width=«160» height=«41» src=«ref-2_7523552-547.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"> 22,25Н

Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестірні:

                                                                                                              

                                                    <img width=«638» height=«667» src=«ref-2_7524099-39859.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">
Рисунок 4. – Розрахунковасхемай епюришвидкохідноговалу
<img width=«176» height=«41» src=«ref-2_7563958-543.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">= 0,16 Н×м

3.2.5. Опорні реакції та згинальний момент у горизонтальній площині 

<img width=«221» height=«41» src=«ref-2_7564501-668.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> = 10,5Н
<img width=«221» height=«41» src=«ref-2_7565169-655.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080"> =6Н

Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестірні.

<img width=«187» height=«41» src=«ref-2_7565824-590.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081"> = 0,075 Н×м

3.2.6. Результуючий згинальний момент від сил, що діють у зачепленні, у перерізі, який проходить через середину шестірні<img width=«341» height=«31» src=«ref-2_7566414-813.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> Н×м

3.2.7. Опорні реакції і згинальні моменти від сили, що діє в муфті

<img width=«244» height=«41» src=«ref-2_7567227-636.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083"> Н

<img width=«195» height=«41» src=«ref-2_7567863-553.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084"> Н

Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину опори А:

Мзг.АРм= РМ×l1= 3×0,105 = 0,32 Н×м

Згинальний момент у перетині, що проходить через середину шестірні.

МзгРм= 0,5×Мзг.АРм  = 0,5×0,032= 0,16 Н×м       

3.2.8. Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що   проходить через середину шестірні, від сил, що діють у зачепленні та від муфти

МΣ= Мрез+ МзгРм=0,18+ 0,16= 0.2Н×м

3.2.9. Приведені (еквівалентні) моменти у небезпечних перерізах вала

а) Що проходять через середину шестірні:

    <img width=«368» height=«29» src=«ref-2_7568416-858.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085"> Н×м

     де a— коефіцієнт, що враховує різницю в режимах навантаження (α=0,58 )

б) Що проходять через середину опори А:

    <img width=«408» height=«31» src=«ref-2_7569274-754.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">Н×м

        3.2.10. Діаметр вала під шестірнею

<img width=«227» height=«49» src=«ref-2_7570028-647.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">см = 3,5мм

Отриманий діаметр dcвала слід збільшити на 10% у зв’язку з наявністю шпонкової канавки, а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів:

dc= 0,35×1,1=0,385см, приймаємо dc = 4мм

3.2.11. Діаметри вала під підшипники

 <img width=«229» height=«49» src=«ref-2_7570675-660.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">см = 2,8мм

Приймаємо  стандартне значення діаметра вала  під підшипники:

da= 3мм
3.3. Тихохідний вал

Схема навантаження тихохідного вала представлена на Рис.5, а розрахункова схема й епюри моментів тихохідного вала – на Рисунку6.

          3.3.1. Вибір матеріалу вала

          Для тихохідного вала обираємо ту ж сталь 45, що й для швидкохідного  вала. Механічні характеристики й допустимі напруження ті ж самі.

3.3.2. Опорні реакції та згинальні моменти у вертикальній площині від сил, що діють у зачепленні,

Вони мають ті ж значення, що й для ведучого вала

      <img width=«113» height=«24» src=«ref-2_7571335-249.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089"> Н;        <img width=«73» height=«25» src=«ref-2_7571584-197.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090"> Н×м

3.3.3. Опорні реакції та згинальні моменти у горизонтальній площині від сил, що діють у зачепленні

<img width=«287» height=«41» src=«ref-2_7571781-616.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091"> Н

            <img width=«267» height=«41» src=«ref-2_7572397-605.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092"> Н

      Максимальний згинаючий момент у небезпечному перерізі, що         проходить через середину колеса:

<img width=«216» height=«41» src=«ref-2_7573002-465.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093"> Н×м

3.3.4. Результуючий загальний момент від сил, що діють у зачепленні, у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса

<img width=«335» height=«31» src=«ref-2_7573467-617.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094"> Н×м

3.3.5. Приведений (еквівалентний) момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса

<img width=«395» height=«29» src=«ref-2_7574084-694.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095"> Н×м

3.3.6. Діаметр вала під колесом

     <img width=«220» height=«49» src=«ref-2_7574778-624.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096"> мм

          Отриманий діаметр dсвала слід збільшити на 10% у зв’язку з наявністю     шпонкової канавки а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів, враховуючи при цьому необхідність одержання ступінчастої конструкції вала:

        dc=0,47× 1,1=0,52 см =5.2мм, приймаємо dс=6мм    

3.3.7. Розмір діаметру вала на опорах А та В

Для одержання ступінчастої конструкції приймаємо 4мм, що відповідає

розмірам внутрішніх кілець стандартних підшипників кочення
                                   <img width=«343» height=«362» src=«ref-2_7575402-14380.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">

Рисунок5.–Схема навантаження тихохідного валу

<img width=«636» height=«518» src=«ref-2_7589782-44953.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
    продолжение
--PAGE_BREAK--