Редуктор двухступенчатый

RPZ.doc

Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э.Баумана
Кафедра “Детали машин”
Привод цепного транспортера
Пояснительная записка
Студент (Большаков А.Н.) гр. РК4-61
Руководитель проекта (Попов П.К.)
Кинематический расчет4
1 Подбор электродвигателя4
Выбор варианта редуктора6
Эскизное проектирование.8
1 Предварительный расчет диаметров валов.8
2 Предварительный расчет длин валов.9
3 Конструирование зубчатой передачи.10
3.1. Конструирование колеса быстроходной ступени.10
3.2. Конструирование колеса тихоходной ступени.10
3.3. Конструирование шестерни быстроходной ступени.11
3.4. Конструирование шестерни тихоходной ступени.11
4 Конструирование крышек подшипников.11
4.1. Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала11
4.2. Конструирование крышки подшипника для промежуточного вала11
4.3. Конструирование крышки подшипника для тихоходного вала11
5 Конструирование корпуса.12
6 Конструирование крышки люков.12
Проверочный расчет валов на прочность.12
1. Расчет быстроходного вала13
1.1. Расчетная схема представлена на рис.1:13
2. Расчет промежуточного вала16
2.1. Расчет на статическую прочность16
3. Расчет тихоходного вала19
3.1. Расчет на статическую прочность19
3.2. Расчет на сопротивление усталости22
4. Расчет приводного вала на статическую прочность24
Расчет подшипников.25
1 Выбор типа и схемы установки подшипников25
2 Расчет подшипников на быстроходном валу26
2.1. Определение сил нагружающих подшипник.26
2.2. Выбор подшипника26
2.3. Расчет на ресурс26
2.4. Подбор посадки подшипника27
3 Расчет подшипников на тихоходном валу.27
3.1. Определение сил нагружающих подшипник27
3.2. Выбор подшипника28
3.3. Расчет на ресурс28
3.4. Подбор посадки подшипника28
4 Расчет подшипников на промежуточном валу.28
4.1. Определение сил нагружающих подшипник28
4.2. Выбор подшипника29
4.3. Расчет на ресурс29
4.4. Подбор посадки подшипника29
5 Расчет подшипников приводного вала.29
5.1. Определение сил нагружающих подшипник29
5.2. Определение сил нагружающих подшипник30
5.3. Выбор подшипника30
5.4. Расчет на ресурс30
5.5. Подбор посадки подшипника31
Расчет соединений.31
1. Шпоночные соединения31
1.1. Шпонка на тихоходном валу31
1.2 Шпонка на быстроходном валу31
1.3 Шпонка на приводном валу32
1.4 Шпонки на приводном валу в соединении «вал-звёздочка»32
2. Расчет соединений с натягом32
2.1 Расчет посадки тихоходного вала и колеса:32
2.2 Выбор посадки промежуточного вала и колёс:34
Расчёт упруго-предохранительной муфты.35
Выбор упругой муфты.35
Выбор смазочных материалов35
1. Смазывание передач36
2. Смазывание подшипников36
Список используемой литературы.37
Кинематический расчет
1 Подбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения. Потребляемую мощность (кВт) привода определяют по формуле:
где Ft - окружная сила Ft= 7500 Н; V – скорость цепи V=05 мс; hобщ – общий КПД кинематической цепи.
где hред – КПД редуктора hред = ; hподш– КПД подшипника hподш =099; hмуф – КПД муфты hмуф =098;
Для расчетов по таблице 15 [3 c. 31] выбирается электродвигатель АИР 132М8720 с мощностью Pэ= 55 кВт.
Определяется частота вращения привода nпр (мин-1):
где D – диаметр звездочки:
где p – шаг тяговой цепи p = 125 мм z – число зубьев звёздочки z=9
Определяется общее передаточное число транспортёра uобщ:
где nэ – частота вращения электродвигателя nэ=1430 мин-1.
Расчетная частота электродвигателя:
По таблице 15 [3 c. 31] окончательно выбирается электродвигатель АИР 132М8720 с мощностью Pэ= 55 кВт.
Так как мощность двигателя выбираем больше то найдем максимальный момент возникающий на выходном валу при максимальной мощности электродвигателя:
где - мощность на тихоходном валу:
По этому значению вращательного момента будет производиться далее расчет.
Выбор варианта редуктора
При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия наилучшим образом удовлетворяющие различным часто противоречивым требованиям: наименьшей массе габаритам стоимости наибольшему КПД требуемой жесткости надежности.
Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) и др. Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.
Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма межосевое расстояние материал венца колеса коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета выбирают рациональный вариант.
На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры требуемые для выпуска чертежей а также силы в зацеплении необходимые для расчетов валов и подшипников.
В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов серийное то желательно чтобы размеры и стоимость были минимальны.
После анализа полученных результатов (см. распечатку) выбираем вариант №3 хотя масса механизма и габариты при варианте №2 меньше но отношение передаточных чисел ступеней равно 1 что нежелательно.
Эскизное проектирование.
1 Предварительный расчет диаметров валов.
Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42].
Для быстроходного вала:
где ТБ – вращающий момент на быстроходном валу.
По таблице 24 [2 стр. 410] выбираем стандартный диаметр: d = 32
Диаметр вала под подшипник качения:
по ряду нормальных линейных размеров принимаем dп=35 мм.
Диаметр заплечика подшипника:
по ряду нормальных линейных размеров
Для промежуточного вала:
где - диаметр вала под колесо Тпр – вращающий момент на промежуточном валу.
где - передаточное число тихоходной ступени
по ряду нормальных линейных размеров dК = 55 мм.
Вал решаем делать гладким поэтому принимаем: .
Для тихоходного вала:
по стандартному ряду d = 70
по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается dП = 75
2 Предварительный расчет длин валов.
Предварительные оценки значений длин (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.49]:
Длина посадочного вала:
Длина промежуточного участка:
Примерная длина хвостовика тихоходного вала:
По согласованию с руководителем проекта по технологическим и конструкторским причинам а также после предварительного силового анализа назначают диаметры валов по всей его длине:
Диаметр быстроходного вала диаметр вала под подшипник
Диаметр промежуточного вала
Диаметр тихоходного вала
3 Конструирование зубчатой передачи.
При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой а также ковкой в штампах. Так как объем выпуска 10000 штук в год то применяют двусторонние штампы. Для свободной выемки заготовки из штампа принимают значения и радиусов закруглений
3.1. Конструирование колеса быстроходной ступени.
Материал сталь 45 ГОСТ4543-71
Ширина торцов венца
Фаски на торцах венца
3.2. Конструирование колеса тихоходной ступени.
3.3. Конструирование шестерни быстроходной ступени.
Выполняют шестерню за одно целое с валом (вал-шестерня) т.к. качество вала-шестерни выше а стоимость изготовления ниже чем вала и насадной шестерни. Все параметры берутся из распечатки.
3.4. Конструирование шестерни тихоходной ступени.
4 Конструирование крышек подшипников.
Материал для всех крышек подшипников СЧ15.
Все крышки назначаются закладными. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями при которых в сопряжении с корпусом крышка
образует очень малый зазор препятствующий вытеканию масла из корпуса. При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету
4.1. Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала
Наружный диаметр крышки
Толщина боковой стенки
Размеры других элементов:
Длину желательно выбирать таким образом чтобы при сборке редуктора крышки всех подшипников находились на одном уровне и имели одну высоту. Это условие необходимо для облегчения сборки редуктора.
4.2. Конструирование крышки подшипника для промежуточного вала
4.3. Конструирование крышки подшипника для тихоходного вала
5 Конструирование корпуса.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса между ними оставляют зазор:
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:
Расстояние между торцовыми поверхностями колес:
Толщина стенки отвечающая требованиям технологии литья необходимой прочности и жесткости корпуса:
Корпус имеет довольно простую форму поэтому сравнивая литье по выпловляемым моделям и литье в оболочковые формы которое значительно дешевле первого выбираем второй способ. Этот способ применяется для отливок простой формы из чугуна и стали.
6 Конструирование крышки люков.
Для заливки масла в редуктор контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки. Конструируют крышку-отдушину.
Толщина штампованного стального листа
Проверочный расчет валов на прочность.
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений статических и усталостных характеристик материалов размеров формы и состояния поверхности.
1. Расчет быстроходного вала
1.1. Расчетная схема представлена на рис.1:
Эпюры от окружной силы T(x):
Эпюры от радиальной силы P(y) момента от осевой силы МQ1Q2 крутящего момента Мкр:
Определяем максимальный суммарный изгибающий момент действующий на первый вал:
Эквивалентный момент:
Так как вал работает при симметричном цикле напряжений то коэффициент запаса определяется по формулам:
Допускаемое напряжение изгиба:
Быстроходный вал прочен.
2. Расчет промежуточного вала
2.1. Расчет на статическую прочность
Расчетная схема представлена на рис.2:
Определяем максимальный суммарный изгибающий момент действующий на второй вал:
Где -предел выносливости материала;
К-коэффициент концентрации напряжений. В расчётах принимается: 15-2.
Промежуточный вал прочен.
3. Расчет тихоходного вала
3.1. Расчет на статическую прочность
Расчетная схема представлена на рис.3:
Эпюры от радиальной силы P(y)крутящего момента Мкр:
Определяем максимальный суммарный изгибающий момент действующий на третий вал:
Тихоходный вал прочен.
3.2. Расчет на сопротивление усталости
Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.
где Ss и St - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.
Для проверочного расчета на сопротивление усталости выбираются сечения 1 и 2 т.к. в сечении большой момент и шпоночная канавка а в сечении 1 большой момент и соединение с натягом
берутся по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].
Значит вал в сечении 1 прочен.
Значит вал в сечении 2 прочен.
4. Расчет приводного вала на статическую прочность
Эпюры от заданных сил:
Максимальный изгибающий момент: Н
Крутящий момент: Н×м
Приводной вал прочен.
1 Выбор типа и схемы установки подшипников
Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.
В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3 4 мм. Если же не следовать данным рекомендациям при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника что может вызвать заклинивание узла.
Предварительно назначаются роликоподшипники легкой серии для всех валов редуктора:
Для быстроходного вала: подшипник 2207 ГОСТ 8328-75 с параметрами:
d = 35 мм D = 72 мм В = 17 мм Cr = 319 кH Cor = 176 кH.
Для промежуточного вала: подшипник 12211 ГОСТ 8328-75 с параметрами:
d = 55 мм D = 100 мм В = 21 мм Cr = 561 кH Cor = 340 кH.
Для тихоходного вала подшипник роликовый радиальный: подшипник 1215
ГОСТ 8328-75 с параметрами:
d = 75 мм D = 130 мм В = 25 мм Cr = 913 кH Cor = 630 кH.
2 Расчет подшипников на быстроходном валу
2.1. Определение сил нагружающих подшипник.
Реакции от консольной нагрузки:
Суммарные реакции на валу:
2.2. Выбор подшипника
Выбирается подшипник 2207 ГОСТ 8328-75 с параметрами:
Более нагруженной является опора 2. Дальнейший расчет будет вестись по ней.
2.3. Расчет на ресурс
где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III [2 c.108].
V- коэффициент вращения кольца V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.
Значит X=1. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
где - коэффициент безопасности по таблице 7.4 [2 c.107]; - температурный коэффициент [2 c.107].
Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч):
где - коэффициент долговечности по таблице 7.5 [2 c.108] ; - коэффициент характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации [2 c.108].
следовательно выбранный подшипник подходит.
2.4. Подбор посадки подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается нагружение местное
по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал
Нагружение наружнего кольца подшипника - колебательное.
По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.
3 Расчет подшипников на тихоходном валу.
3.1. Определение сил нагружающих подшипник
Реакции от консольной нагрузки.
Осевых сил нет так как они компенсируются.
3.2. Выбор подшипника
Выбирается подшипник роликовый радиальный: подшипник 1215
3.3. Расчет на ресурс
Определение эквивалентной нагрузки:
Рассчитывается ресурс:
3.4. Подбор посадки подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается нагружение циркуляционное.
Нагружение наружнего кольца подшипника - местное
4 Расчет подшипников на промежуточном валу.
4.1. Определение сил нагружающих подшипник
Силы действующие в зацеплении:
4.2. Выбор подшипника
Выбирается подшипник 12211 ГОСТ 8328-75 с параметрами:
4.3. Расчет на ресурс
Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
4.4. Подбор посадки подшипника
Нагружение наружнего кольца подшипника – местное.
5 Расчет подшипников приводного вала.
5.1. Определение сил нагружающих подшипник
Предварительные размеры приводного вала:
Координата фаски подшипника:
Из-за модификации и усовершенствования конструкции редуктора диаметры вала будут отличаться от первоначальных размеров.
5.2. Определение сил нагружающих подшипник
Суммарные реакции на опоры:
Опора 1 нагружена больше следовательно дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.
5.3. Выбор подшипника
Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный средней серии 1215 ГОСТ 28428-90 с параметрами:
d = 75 мм D = 130 мм В = 25 мм Cr = 390 кH Cor = 216 кH.
5.4. Расчет на ресурс
Определение расчетного ресурса:
Для сферического подшипника
5.5. Подбор посадки подшипника
по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал к6
Нагружение наружнего кольца подшипника - местное.
1. Шпоночные соединения
Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки т.к. диаметры валов малы и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.
1.1. Шпонка на тихоходном валу
Для : b=20 мм h=12 L=125мм по таблице 24.29 [2 c. 433].
Для стальной неподвижной шпонки принимается
1.2 Шпонка на быстроходном валу
Для : b=10 мм h=8 L=70мм по таблице 24.29 [2 c. 433].
1.3 Шпонка на приводном валу
Для : b=20 мм h=12 L=80мм по таблице 24.29 [2 c. 433].
1.4 Шпонки на приводном валу в соединении «вал-звёздочка»
Для : b=24 мм h=14 L=63мм по таблице 24.29 [2 c. 433].
2. Расчет соединений с натягом
2.1 Расчет посадки тихоходного вала и колеса:
Давление p ( МПа ) необходимое для передачи вращающего момента TТ ( Н м ):
где k - коэффициент запаса сцепления k = 3; f - коэффициент трения f = 0.14 (сталь-сталь) d - диаметр вала d = 75 мм;
Необходимый расчетный натяг мкм:
где Е1 Е2 - модули упругости первого рода Е1 = Е2 = Е = 21×105 МПа;
С1 С2 - коэффициенты жесткости:
- коэффициент Пуассона = = =0.3 вал - сплошной d1 = 0 d2 - диаметр ступицы d2 = 120 мм;
Поправка на обмятие неровностей ( мкм ):
где R R - средние арифметические отклонения профиля поверхностей Ra1 = 16мкм Ra2 = 16мкм;
Минимальный натяг (мкм) необходимый для передачи вращающего момента:
Максимальный натяг ( мкм ) допускаемый прочностью ступицы:
Здесь - максимальная деформация допускаемая прочностью ступицы [p]max - максимальное давление допускаемое прочностью ступицы - для Стали 45 =650 МПа
Условия пригодности посадки:
2.2 Выбор посадки промежуточного вала и колёс:
где k - коэффициент запаса сцепления k = 3; f - коэффициент трения f = 0.14 (сталь-сталь) d - диаметр вала d = 55 мм;
- коэффициент Пуассона = = =0.3 вал - сплошной d1 = 0 d2 - диаметр ступицы d2 = 77 мм;
Расчёт упруго-предохранительной муфты.
Внутренний диаметр дисков:
Наружный диаметр дисков:
Допускаемое удельное давление:
Число пар трущихся поверхностей:
f=03-ферродо по стали.
Необходимая сила сжатия дисков:
Выбор упругой муфты.
По аталасу деталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругую втулочно-пальцевую.
Выбор смазочных материалов
1. Смазывание передач
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения (из распечатки).
По таблице 11.1 [2 c. 173] выбирается кинематическая вязкость масла 28. По таблице 11.2 [2 c. 173] выбирается марка масла И-Г-А-32.
Г – для гидравлических систем
А – масло без присадок
– класс кинематической вязкости
Так как то необходимо погружать в масло колеса обоих ступеней.
2. Смазывание подшипников
При катрерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. Т.к. окружная скорость колес больше 1 то брызгами масла будут покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.
Подшипники быстроходного вала защищены маслоотражательным кольцом и будут смазываться масляным туманом.
Список используемой литературы.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3 М. Машиностроение 1982.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Л. Высшая школа 2000.
Буланже А.В. Палочкина Н.В. Фадеев В.З. Методическое указание по расчету на прочность цилиндрических и конических передач. М. МГТУ им. Н.Э. Баумана 1990
Поляков В.С. Барбаш И.Д. Ряховский О.А. Справочник по муфтам. Л. Машиностроение 1979.
Тибанов В.П. Варламова Л.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М. МГТУ им. Н.Э. Баумана 1999.
Атлас по деталям машин. т. 12. Под ред. Решетова Д.Н. М. Машиностроение 1992.
Иванов М. Н. Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа 1975.

проект 1 лист.dwg

проект 2 лист.dwg

проект 5_3 лист.dwg

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ1050-88

проект 5_2 лист.dwg

проект 3 лист.dwg

проект 5_1 лист.dwg

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ1050-88

спецификация к редуктору.dwg

МГТУ им.Н.Э. Баумана
Редуктор. Сборочный чертеж
Кольцо компенсаторное
Крышка корпуса редуктора
Шайба маслоотражательная
Мaнжета 1-75 х 100-1
Шайба 16 Т ГОСТ 6402-70
Шайба 16 ГОСТ 11371-78
Кольцо 75 ГОСТ 13942-68
Кольцо 35 ГОСТ 13942-68
Кольцо 130 ГОСТ 13943-68
Кольцо 72 ГОСТ 13943-68
Шпонка 20 х 12 х 125

спецификация к общему виду.dwg

МГТУ им.Н.Э. Баумана
Пояснительная записка
Муфта упруго-предохрани-
Двигатель асинхронный
IM1081 ТУ16-525.571-84

проект 4 лист.dwg