Привод бетономешалки с двухступенчатым редуктором цилиндрическим

Чертеж редуктора.dwg

Болт М6-8gх25.66.029
Болт М8-8gх30.66.029
Болт М12-8gх45.66.029
Болт М16-8gх65.66.029
Болт М8-8gх22.66.029
*Размер обеспечиваемый инструментом
Неуказанные предельные отклонения размеров
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-45
Допускается эксплуатацию привода с отклонением от
горизонтальной оси на угол до 5
. При этом должен быть
обеспечен уровень смазки достаточный для смазки зацепления
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u=32
Вращающий момент на тихоходном валу Т
Частота вращения быстроходного вала n
Обозначение чертежа
сопряженного зубчатого колеса
Радиус развернутости
эвольвенты в начале
рабочего участка профиля
Допуск на погрешность
Допуск на колебание длины
Коэффициент смещения
Направление линии зуба
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Сталь 40ХГОСТ 4543-71

Курс пр_ДМ.doc

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода бетономешалки по заданным параметрам: мощности и числу оборотов на выходном валу а также параметров режима работы срока службы. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель редуктор и муфта.
Срок службы приводного устройства
Lгод-срок службы в годах 3
% время простоя машинного агрегата (082)
Кинематический расчет привода
1Определение мощности и частоты вращения электродвигателя.
Требуемую мощность электродвигатели определяют по формуле:
где Рпр -мощность на приводном валу
пр= м зп зп пк пк пл =098х097х097х0995х0995х0995=0908
зп-КПД зубчатой передачи зп=097
пк-КПД подшипников качения пк=0995
Рдв=Рпр =250908=275кВт
Электродвигатель должен иметь мощность По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А стандартной мощности Рэд=3 кВт
2 Определение передаточных числа привода и его ступеней
Передаточное число привода и определяется отношением номинальной
частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного
вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению
передаточных чисел закрытой и открытых передач.
4АМ90L2У3 3000обмин 2840обмин
4АМ100S4УЗ 1500обмин 1435обмин
4АМ112MA6УЗ 1000обмин 955обмин
4АМ112MB8УЗ 750обмин 700обмин
Общее передаточное число
Общее для привода 9466 4783 3183 2333
Редуктора 9466 4783 3183 2333
Быстроходная 1105 786 496 425
Тихоходная 856 608 641 548
Частота вращ. двигателя 2840 1435 955 700
Выбираю электродвигатель 4АМ112MA6УЗ nном=955обмин.
Выбираем передаточное отношение ступеней редуктора
Общее передаточное число редуктора
Частота вращения тихоходного вала
3. Определение силовых и кинематических параметров привода
быстроходный вал Р1= Рдв пк м =3х0995х098=292кВт
промежуточный вал Р2= Р1 зп пк=292х097х0995х=282кВт
тихоходный вал Р3= Р2 зп пк=282х097х0995х=272кВт
Частота вращения обмин и угловая скорость с
двигатель nном=955обмин ном= nном30=314х95530=9995с-1
быстроходный вал n1= nном =955обмин
промежуточный вал n2= n1uзп=95565=14692обмин
= 1 Uзп=999565=1537с-1
тихоходный вал n3= n2uзп=146925=2938обмин
= 2 Uзп=153765=236с-1
двигатель Тдв= Рдв ном=30009995=3001Н м
быстроходный вал Т1= Тдв пк м =3001х0995х098=2926Нм
промежуточный вал Т2= Т1 uзп зп пк=2926х65х097х0995=1836Н м
тихоходный вал Т3= Т2 uзп зп пк=1836х5х097х0995=88605Н м
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
1 Выбор материалов передачи и определение допускаемых напряжений
передаточное число u=5;
угловая скорость 3= 236с-1
Суммарное время работы привода
Выбор материала твердости термообработки
Для шестерни – 40Х твердость 45HRCЭ
Для колеса - 40Х твердость 350HB2
Средняя твердость зубьев
HRCэ1ср=(45+50)2=475 HB2ср=(269+302)2=2855
Переводим HRC в HB 475=457
Допускаемые контактные напряжения
Коэффициент долговечности КHL
Наработка за весь срок службы
колесо N2=573 2Lh=573х236х144х103=2047х106
шестерня N1= N2 uзп=2047х106х5=10236х106
Число циклов переменного напряжения NHO
NHO1=63х106 т.к. N1> NHO1 то КHL1=1
NHO2=20х106 т.к. N2> NHO2 то КHL2=1
Допускаемые контактные напряжения
[]HO соответствует числу циклов перемены напряжения NHO
шестерня []HO1=14 HRC1+170=14х475+170=835Нмм2
колесо []HO2=18 HB2ср+67=18х2855+67=5809 Нмм2
шестерня []H1= КHL1[]HO1=1х835=835 Нмм2
колесо []H2= КHL2[]HO2=1х5809=5809 Нмм2
т.к. HB1ср- HB2ср=457-2855=1715>70 а HB2ср350
то передачу рассчитываем на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению
[]H=045([]H1+[]H2)=045(835+5809)=63715Нмм2
При этом условии []H=63715123[]H2
соблюдается 123[]H2=123х5809=7145Hмм2
Допускаемые напряжения изгиба для зуба
Коэффициент долговечности КFL
шестерня N1=28778х106
Число циклов перемены напряжения соответствует пределу выносливости NFO=4х106
т.к. N1> NFO1 то КFL1=1 и N2> NFO2 то КFL2=1
Число циклов перемены напряжения
шестерня []FO1=310Hмм2
колесо []FO2=103 HB2ср=103х2855=294Hмм2
Допускаемые контактные напряжения изгиба
шестерня []F1= КFL1[]FO1=1х310=310 Hмм2
колесо []F2= КFL2[]FO2=1х294=294 Hмм2
2 Проектный расчет тихоходной ступени
Исходные данные: крутящий момент на колесе Т3=88605Нм частота вращения колеса n3=2938 обмин; передаточное число u=5; расчетные допускаемые контактные напряжения [н]р=63715 МПа.
Межосевое расстояние
Ка - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач 49
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу 88605Н м
u- передаточное отношение 5
- коэффициент ширины венца колеса 032
- допускаемые контактные напряжения на колесе 63715Нмм2
Значение межосевого расстояния выбираем согласно ГОСТ 2185-66. Значение 1го ряда предпочитаем значению 2го ряда.
По рекомендациям ГОСТ 6563-60 при выборе модуля необходимо предпочитать 1ый ряд перед 2ым. Принимаем модуль m=2мм
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Округляем в меньшую сторону до целого числа
Фактическое передаточное число
Фактическое межосевое расстояние
Геометрические характеристики
Межосевое расстояние
Контактные напряжения
К- вспомогательный коэффициент 436
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями 1
- коэффициент динамической нагрузки 105
Допускаемая недогрузка передачи не более 10%.
3 Выбор материалов передачи и определение допускаемых напряжений
передаточное число u=65;
угловая скорость 2= 236с-1
колесо N2=573 2Lh=573х1537х144х103=12682х106
шестерня N1= N2 uзп=12682х106х65=82433х106
шестерня N1=82433х106
4 Проектный расчет быстроходной ступени
Исходные данные: крутящий момент на колесе Т2=1836Нм частота вращения колеса n2=14692 обмин; передаточное число u=65; расчетные допускаемые контактные напряжения [н]р=6375МПа.
Ка - вспомогательный коэффициент 43
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу 1836Н м
u- передаточное отношение 65
- допускаемые контактные напряжения на колесе 6375Нмм2
По рекомендациям ГОСТ 6563-60 при выборе модуля необходимо предпочитать 1ый ряд перед 2ым. Принимаем модуль m=15мм
Действительная величина угла наклона зубьев
К- вспомогательный коэффициент 376
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями 106
- коэффициент динамической нагрузки 108
Быстроходная ступень
Консольная сила муфты на быстроходном валу
Консольная сила муфты на тихоходном валу
Проектировочный расчет валов
Допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными:
Под крышку и уплотнение подшипник
определяется графически
Расстояние между деталями передач
Между вращающимися поверхностями колес и внутренними поверхностями стенок корпуса оставляют зазор
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса
Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных
условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого рада
факторов: передаваемой мощности редуктора типа передачи соотношения
сил в зацеплении частоты вращения внутреннего кольца
подшипника требуемого срока службы приемлемой стоимости
Для проектируемого редуктора выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники.
Быстроходный вал 205
d=25мм D=52мм В=15мм
Промежуточный вал 307
d=35мм D=80мм В=21мм
d=75мм D=160мм В=37мм
Расчетная схема валов
Rаух198+Fr1150-Fa1d12 =0
Rау= - Fr1150+Fa1d12 198=-585Н
-Rвух198-Fr148-Fa1d12=0
Rbу= - Fr148-Fa1d12198=-2014Н
Rау+Fr1+ Rbу =-585+7864-2014=0
Му1=0 Му2=0 Му3= Rаух48=-28080Нм
Му3= Rbу 150=-30210 Нм Му4=0
Горизонтальная плоскость
-Fмх274-Rахх198-Ftх150=0
Rах= -Fмх274-Ftх150198=-22892Н
-Fмх76+Rвхх198+ Ftх48=0
Rвх= Fмх76-Ftх48198=33905Нм
-Fм -Rвх- Rах-Ft=0 -47601+22892-215224+33905=0
Мх1=0 Мх2=-Fмх76=-3617676 Нм
Мх3=-Fмх124- Rах х48=5085636Нм Мх4=0
Эпюра крутящего момента
МZ= Ftхd2=215224х1376=2926482Нм
Rаух2045-Fr1154-Fa1d12 +Fr80 =0
Rау=Fr1154+Fa1d12- Fr80 2045=-9587Н
-Rвух2045+Fr505- Fr124.5-Fa1d12=0
Rbу= Fr505- Fr124.5-Fa1d12 204.5=-1043.69Н
Rау-Fr1+ Fr2 +Rbу =-95.87-786.4+1925.96-1043.69=0
Му1=0 Му2= Rаух50.5=-4841.43Нм Му2=8349.52 Нм
Му3= Rbу 80=-8349.52 Нм Му4=0
-Rахх204.5+Ftх154+ Ftх80=0
Rах= Ftх154+ Ftх80 204.5=3696.32Н
Rвхх204.5- Ftх124.5- Ftх50.5=0
Rвх= Ftх124.5+ Ftх50.5 204.5=33905Нм
-Rвх- Rах+Ft+Ft =0 -3696.32+2152.24+5305.68-3761.6=0
Мх1=0 Мх2=- Rах х50.5=-186664.16 Нм
Мх3=- Rах х124.5+Ftх74 =-300928.08Нм Мх4=0
МZ= Ftхd2=2152.24х86.39=183632.01Нм
Определение реакций в подшипниках
Ray= Fr2х8752195=76775Н
- Rвyх2195+Fr2х132=0
Rвy= Fr2х1322195=11582Н
Rвy- Fr2 +Ray=0 76775-192596+11582=0
Му1=0 Му2=Rayх132=101343Нм Му3=0
Rax= -Ft2х8752195=-2115.02Н
Rвx=- Ft2х1322195=-3190.65Н
-Rвx- Ft2 -Rax=0 2115.02-5305.68+3190.65=0
Мx1=0 Мx2=-Raxх132=279182.64Нм Мx3=0
МZ= Ftхd2=5305.68х167=886048.56
Проверочный расчет подшипников
5 d=25мм D=52мм В=315мм Cr=14кH Cor=10кH
R=236276Н Lh=14400ч Кб=12 Кт=1 V=1 Fa=15471Н
Определяем отношение
По соотношению выбираю Re
Re=(хVRr2+YFa)KбКт=(0.56х1х2362.76+19х154.71)1.15х1=185965Н
Динамическая грузоподъемность
7 d=35мм D=80мм В=21мм Cr=332кH Cor=18кH
R=39037Н Lh=14400ч Кб=115 Кт=1 V=1
Определение эквивалентных динамических нагрузок на подшипники:
Требуемая грузоподъемность подшипника определяется следующим образом:
Подшипник пригоден к эксплуатации
5 d=75мм D=160мм В=37мм Cr=112кH Cor=72кH
R=3394.35Н Lh=14400ч Кб=115 Кт=1 V=1
Расчёт шпоночного соединения
Проверяют шпонки на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала и шпонка на быстроходном валу под элементом открытой передачи. [1]
где Ft – окружная сила на шестерне или колесе
Асм = (094*h-t1)*lp – площадь смятия мм
lp= l-b – рабочая длина шпонки со кругленными торцами
[]см – допускаемое напряжение на смятие
Шпонка под колесом: b=25мм h=14мм l=110ммt1=9мм
Асм = (094*14-9)*85=3536мм2
Шпонка тихоходного вала
b=20мм h=12мм l=80ммt1=75мм
Асм = (094*12-75)*60=2268мм2
b=8мм h=7мм l=30ммt1=4мм
Асм = (094*7-4)*22=5676мм2
Шпонка под колесом промежуточный вал :
b=12мм h=8мм l=50ммt1=5мм
Асм = (094*8-5)*38=9576мм2
Список использованной литературы
Лаптев С.А. Расчет и конструирование механического привода. Учебное пособие по курсу «Механика» КГЭУ Казань 2011.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд. исп. – М.: Высш. шк. 2000. – 447 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк. 1991. – 432 с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 2-е изд. исп. – М.: Высш. шк. 1988. – 416 с.

Содержание_тит. лист.doc

Техническое задание2
Срок службы приводного устройства4
Кинематический расчет привода4
Расчет цилиндрической зубчатой передачи7
Проектировочный расчет валов17
Расстояние между деталями передач18
Предварительный выбор подшипников качения18
Расчетная схема валов20
Проверочный расчет подшипников25
Расчёт шпоночного соединения26
Список использованной литературы 28
КАЗАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Расчётно-пояснительная записка к
Курсовому проекту по дисциплине
«Механика. Прикладная механика»