Двухступенчатый цилиндрический редуктор 2

колесо А3.dwg

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Неуказаные предельные отклонения размеров:
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Нормальный исходный контур
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа сопряжённого колеса

вал А2.dwg

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Неуказаные предельные отклонения размеров:
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Обозначение чертежа сопряжённого колеса

Редуктор2 А1.dwg

Техническая характеристика:
Мощность передаваемая редуктором 3 кВт
Частота врашения выходного вала 22 обмин
Крутящий момент на выходном валу 1118 Н
Степень точности: Быстроходная ступень 9В
Редуктор залить маслом:
индустриальное И-Г-С-100 ГОСТ 17479.4-87
Плоскость разъемав покрыть тонким слоем герметика УТ-34
ГОСТ 24285-85 при окончательной сборке
Технические требования:

Спецификация.dwg

Пояснительная записка
Маслоуказатель жезловый
Подшипник ГОСТ 8338-75
Подшипник ГОСТ8328-75
Манжета ГОСТ 8752-79
М14-8gх80.109.30ХГСА
Шайба 14 65Г ГОСТ 6402-70
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 10х76 ГОСТ 9464-79

редуктор 2.frw

редуктор1 А1.cdw

эпюра промежут..frw

быстроход. промежут.frw

редуктор 3.frw

редуктор.frw

эпюра быстроход..frw

Спецификация.spw

Пояснительная записка
Маслоуказатель жезловый
Подшипник ГОСТ 8338-75
Подшипник ГОСТ8328-75
Манжета ГОСТ 8752-79
М14-8gх80.109.30ХГСА
Шайба 14 65Г ГОСТ 6402-70
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 10х76 ГОСТ 9464-79

эпюа тихоход..frw

колесо А3.cdw

Неуказаные предельные отклонения размеров:
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Нормальный исходный контур
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа сопряжённого колеса

Редуктор2 А1.cdw

Техническая характеристика:
Мощность передаваемая редуктором 3 кВт
Частота врашения выходного вала 22 обмин
Крутящий момент на выходном валу 1118 Н
Степень точности: Быстроходная ступень 9В
Редуктор залить маслом:
индустриальное И-Г-С-100 ГОСТ 17479.4-87
Плоскость разъемав покрыть тонким слоем герметика УТ-34
ГОСТ 24285-85 при окончательной сборке
Технические требования:

вал А2.cdw

Неуказаные предельные отклонения размеров:
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Обозначение чертежа сопряжённого колеса

Копия курсач.docx

Пермский государственный технический университет
Кафедра «детали машин»
ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА
Пояснительная записка
Студент Пьянков А.В. Группа СДМ 07-1
Руководитель Ташкинова Е.В.
Техническое задание4
Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя.5
1. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.6
1.1. Определение числа циклов перемены напряжений:6
1.2. Определение допускаемых контактных напряжений:6
2. Расчет закрытой цилиндрической ЗП7
2.1.. Первая ступень7
2.2. Вторая ступень9
3. Расчет и проектирование открытой передачи11
4. Конструирование валов12
4.1. Определение сил в зацеплении.12
3.2. Определение размеров ступеней валов.13
5. Расчетная схема валов редуктора14
5.1. Быстроходный вал14
5.2. Промежуточный вал17
5.3. Тихоходный вал19
5. Проверочный расчет подшипников20
5.1. Быстроходный вал20
5.2. Промежуточный вал20
5.3. Тихоходный вал21
6.1. Быстроходный вал21
6.2. Промежуточный вал22
6.3. Тихоходный вал22
7. Проверочный расчет валов на статическую прочность22
7.1. Быстроходный вал22
7.2. Промежуточный вал23
7.3. Тихоходный вал23
8. Проверочный расчет валов на сопротивление усталости24
8.1. Быстроходный вал24
8.2. Промежуточный вал24
8.3. Тихоходный вал25
10. Смазывание. Смазочные устройства26
11. Конструирование корпуса редуктора26
Привод - устройство предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического) и механизма для передачи энергии (движения).
Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя двухступенчатого цилиндрического редуктора с раздвоенной косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной открытой клиноременной передачи. Выходной вал редуктора соединен с конвейером цепной однорядной муфтой.
Проектирование привода цепного конвейера.
Ft=5000 H V=0.5 мс z=11 T=125 L=5 лет Ксут=058 Кгод=08.
Исполнитель: Пьянков А.В.
Консультант: Ташкинова Е.В.
Дата выдачи 15.02.10
Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя.
Мощность на выходном валу привода кВт:
Коэффициент полезного действия (КПД) привода
Расчетная (требуемая) мощность электродвигателя кВт:
Частота вращения выходного вала обмин:
Передаточное число привода:
Расчетная max и min частота вращения вала электродвигателя обмин:
Выбор электродвигателя (по ГОСТ):
Выбираем электродвигатель 4А71АУ3; кВт; обмин.
Действительное передаточное число привода:
Разбивка передаточного числа привода по ступеням:
Силовые и кинематические параметры валов привода:
Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя 4А71АУ3 Рном=4 кВт; nном=1435 обмин
Переда-точное число u
Расчетная мощность Р кВТ
Частота вращения n обмин
1. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.
1.1. Определение числа циклов перемены напряжений:
1.2. Определение допускаемых контактных напряжений:
Шестерня быстроходного вала (300 НВ)
Колесо промежуточного вала (270 НВ)
Шестерня промежуточного вала (270 НВ)
Колесо тихоходного вала (240 НВ)
Таблица 2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи
2. Расчет закрытой цилиндрической ЗП
2.1.. Первая ступень
А) Межосевое расстояние;
Согласно ряду R40 принимаем .
Б) Модуль зацепления:
Т.к. модуль 1.5 не подходит а модуль 2.0 слишком большой то принимаем .
В) Угол наклона зубьев:
Г) Суммарное число зубьев:
Д) Действительная величина угла наклона зубьев:
Е) Число зубьев шестерни:
Ж) Число зубьев колеса:
З) Фактическое передаточное отношение
И) Фактическое межосевое расстояние:
К) Фактические геометрические параметры передачи:
Т.к. ступень раздвоенная то ширину венца шестерни и колеса берем в 2 раза меньше:
Л) Проверка межосевого расстояния:
М) Проверка годности заготовок колес:
Условия пригодности:
Данное неравенство выполняется.
Н) Проверка контактных напряжений:
Окружная сила в зацеплении -
Окружная скорость колес -
Условие прочности выполняется т.к. перегрузка не превышает 5%.
О) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
П) Проверка зубьев при действии пиковой нагрузки:
Максимальное контактное напряжение:
Максимальное напряжение изгиба:
Таблица 4. Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Межосевое расстояние
Угол наклона зубьев
Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:
Диаметр окружности вершин:
Диаметр окружности впадин:
Допускаемые значения
Контактные напряжения
В) Суммарное число зубьев:
Г) Число зубьев шестерни:
Д) Число зубьев колеса:
Е) Фактическое передаточное отношение
Ж) Фактическое межосевое расстояние:
З) Фактические геометрические параметры передачи:
И) Проверка межосевого расстояния:
К) Проверка годности заготовок колес:
Л) Проверка контактных напряжений:
Условие прочности выполняется т.к. недогрузка не превышает 10%.
М) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :
H) Проверка зубьев при действии пиковой нагрузки:
Таблица 6. Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
3. Расчет и проектирование открытой передачи
Мощности P1=3012 кВт P2=2861 кВт; частоты вращения n1=1435 обмин n2=318 обмин; передаточное отношение u=3.2; вращающие моменты T1=20 Нм T2=86 Нм (параметры с индексом 1 относятся к ведущему (входному) валу передачи с индексом 2 – к ведомому (выходному)).
Выбираем тип сечения ремня А(А).
Диаметр ведущего (малого) шкива:
Диаметр ведомого (большого) шкива:
Принимаем d2=315 мм.
Действительное передаточное отношение;
Межосевое расстояние;
Расчётная длина ремня;
Действительное межосевое расстояние;
Угол обхвата ремнем ведущего шкива;
Число ремней передачи;
P0=1.2 кВт; Cp=1.1; C Ca=0.84; Ck=0.8.
СР- коэффициент учитывающий динамичность передачи и режим её работы;
СL- коэффициент учитывающий длину ремня;
Ca- коэффициент учитывающий угол обхвата малого шкива;
CK- коэффициент учитывающий число ремней z;
Сила начального натяжения одного клинового ремня;
Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного ремня;
Сила нагружающая валы передачи;
Таблица 7. Параметры клиноременной передачи.
Диаметр ведущего шкива d1
Диаметр ведомого шкива d2
Межосевое расстояние a
Предварительное натяжение F0
Угол обхвата малого шкива a1
Сила давления ремня на вал Fоп
4. Конструирование валов
4.1. Определение сил в зацеплении.
а) Окружная сила на колесе и шестерне:
б) Радиальная сила на колесе и шестерне:
в) Осевая сила на колесе и шестерне:
) Ременная передача.
) Муфта на тихоходном валу.
3.2. Определение размеров ступеней валов.
Конструктивно принимаем d=35 мм;
Конструктивно принимаем d1=50 мм;
В виду конструктивных особенностей принимаем l1=53 мм.
5. Расчетная схема валов редуктора
5.1. Быстроходный вал
Дано: Ft1=1538 H; Fr1=505 H; Fa1=226 H; Fоп=700 H.
) Вертикальная плоскость:
а) определение опорных реакций:
Проверка: -307+505+505-1403+700=0.
б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:
) Горизонтальная плоскость
а) определение опорных реакций
б) построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 3:
) Построение эпюры крутящих моментов:
) Определение суммарных радиальных реакций:
) Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях:
5.2. Промежуточный вал
Дано: Ft2=1538 H; Ft3=15453 H; Fr2=505 H; Fa2=226 H; Fr3=1772 H.
) Вертикальная плоскость
Проверка: -505-505-381-381+1772=0.
Проверка: -9545-9545+5453-1772-1772=0.
б) построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:
5.3. Тихоходный вал
Дано: Ft4=5453 H; Fr4=1772 H; Fм=4180 H.
Проверка: 886+886-1772=0.
б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 2 4:
) Горизонтальная плоскость:
5. Проверочный расчет подшипников
5.1. Быстроходный вал
Предварительно был выбран шариковый подшипник 1000908
d=40 мм; D=62 мм; B=12 мм; Cr=12200 Н; С0r=6900.
Определение эквивалентной динамической нагрузки
Наибольшей радиальной нагрузке подвергнут подшипник В (R=2082 H).
Ra=Fa=0 H; X=0.56; KT=1; V=1; Kб=1.1.
Расчетная грузоподъемность получилась больше грузоподъемности выбранного подшипника => берем подшипник другого класса.
Берем подшипник 208 (d=40 мм; D=80 мм; B=18 мм; Cr=32000 H; C0r=17800 H).
5.2. Промежуточный вал
Предварительно был выбран шариковый подшипник 2210
d=50 мм; D=90 мм; B=20 мм; Cr=45700 Н; С0r=27500 Н.
Радиальная нагрузка обоих подшипников одинакова (R=1028 H).
Грузоподъемность выбранного подшипника удовлетворяет неравенство => оставляем данный подшипник.
Предварительно был выбран шариковый подшипник 50314
d=70 мм; D=150 мм; B=35мм; Cr=104000 Н; С0r=63000 Н.
Наибольшей радиальной нагрузке подвергнут подшипник А (R=9071 H).
Таблица 8. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников
Динамическая грузоподъемность Н
Принят предварительно
6.1. Быстроходный вал
Шпонка под шкив: b=6 мм; h=6 мм; t1=3 мм; t2=2.3 мм; l=22 мм.
Шпонка выбрана верно.
6.2. Промежуточный вал
) Шпонка под зубчатое колесо: b=6 мм; h=6 мм; t1=3.5 мм; t2=2.8 мм; l=36 мм.
) Шпонка под зубчатое колесо: b=6 мм; h=6 мм; t1=3.5 мм; t2=2.8 мм; l=56 мм.
) Шпонка под муфту: b=6 мм; h=6 мм; t1=3.5 мм; t2=2.8 мм; l=56 мм.
7. Проверочный расчет валов на статическую прочность
Коэффициент перегрузки Кп принимаем равным 2.2 (зависит от типа двигателя).
7.1. Быстроходный вал
а) Суммарный изгибающий момент во втором сечении вала (см. п. 2.5.1.):
б) Суммарный крутящий момент:
в) Моменты сопротивления :
г) Нормальное напряжение:
д) Касательное напряжение:
e) Частные коэффициенты запаса прочности:
ж) Общий коэффициент запаса прочности:
7.2. Промежуточный вал
а) Суммарный изгибающий момент в третьем сечении вала (см. п. 2.5.2.):
а) Суммарный изгибающий момент во втором сечении вала (см. п. 2.5.3.):
8. Проверочный расчет валов на сопротивление усталости
8.1. Быстроходный вал
Допустимый коэффициент запаса прочности принимаем [s]=1.7.
Наиболее нагруженный участок вала в сечении подшипника 4 (см. п. 2.5.1.)
) Определяем напряжения в опасном сечении:
Нормальное напряжение
Касательное напряжение
) Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений:
Радиус галтели r=2 мм; буртик t=25 мм; в=900 Нмм2 => K=2; K=1.65.
Вал изготовлен из легированной стали 40Х => Kd=0.73.
) Определяем пределы выносливости:
) Определяем коэффициенты запаса прочности:
) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
8.2. Промежуточный вал
Наиболее нагруженный участок вала в сечении шестерни 3 (см. п. 2.5.2.).
Радиус галтели r=25 мм; буртик t=3 мм; в=900 Нмм2 => K=2; K=1.65.
Вал изготовлен из легированной стали 40Х => Kd=0.70.
Наиболее нагруженный участок вала в сечении подшипника 2 (см. п. 2.5.3.)
Радиус галтели r=25 мм; буртик t=3 мм; в=790 Нмм2 => K=1.95; K=1.6.
Вал изготовлен из легированной стали 40Х => Kd=0.67.
Выбран вид механической обработки – обточка => KF=1.1
Определение расчетного момента:
Т.к. конвейер ленточный Kp=1.35.
Выбираем цепную однорядную муфту с цепью ПР-50.8-22700 (T=2000 Нм; мах=75 с-1).
Посадочное отверстие муфты d=65 мм; l=97 мм.
10. Смазывание. Смазочные устройства
Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.
В редукторе будем использовать масло И-Г-С-100 ГОСТ 17479.4-87 для 600 Нмм2Н1000 Нмм2 и окружной скорости до 2 мс.
Для контроля уровня масла применим жезловый маслоуказатель так как он достаточно надежен и удобен для обзора.
Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой.
Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой с отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой.
Т.к. окружная скорость на шестерне быстроходного вала >1мс то колесо промежуточного вала должно быть погружено в масляную ванну на глубину hм.
hм принимаем равным 10 мм.
Объем масляной ванны равен 0.718х0.117х0.206=00173 м3=173 л.
11. Конструирование корпуса редуктора
В качестве материала корпуса выбираем СЧ15.
Толщина стенки корпуса:
Минимальное расстояние между рабочими органами и стенкой корпуса примем с=11 мм
Крепление крышки редуктора к корпусу:
Крышка фиксируется относительно корпуса 3 штифтами диаметром 10 мм.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1998.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2.-Калининград: Янтарный сказ1999.
Чернавский С.А. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение 1988.
Анурьев В.И. Справочник конструктора –машиностроителя. – М.: Машиностроение 1982.