Привод к шлаковому разгрузчику

КП-2068191-ТПМ-Ж1-09 - Редуктор косозубый одноступенчатый.spw

КП-2068191-ТПМ-Ж1-09
Пояснительная записка
Вал-шестерня ведущий
Крышка подшипника сквозная
Прокладка регулировачная;
Кольцо мазеудерживающее
Крышка подшипника глухая
Крышка смотрового окна
Маслоуказатель жезловый
Кольцо мазудерживающее
Колесо зубчатое цилиндрическое
Прокладка регулировочная

курсач по механике.docx

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Ивановский государственный энергетический университет имени В.И. Ленина»
Кафедра теоретической и прикладной механики
Курсовой проект по механике на тему
Привод к шлаковому разгрузчику
Научный руководитель
I.Выбор электродвигателя и кинематический расчет3
II.Расчет зубчатых колес редуктора4
Выбор материала и термообработки4
Допускаемые контактные напряжения4
Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния4
Нормальный модуль зацепления5
Основные размеры шестерни и колеса5
Силы действующие в зацеплении6
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость6
Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке6
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба7
Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке8
III.Предварительный расчет валов редуктора8
IV.Проверка долговечности подшипника10
V.Проверка прочности шпоночных соединений14
VI.Уточненный расчет валов14
VII.Посадки зубчатого колеса и подшипников18
VIII.Выбор сорта масла19
IX.Сборка редуктора20
I.Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Требуемая мощность электродвигателя [2 с. 30]
Выберем электродвигатель 4А 180М6УЗ. Р=18.5 кВт S=2.7 % nc=1000обмин [2 с. 70]
Передаточное отношение привода [1 с. 7]
Округляем до 3.55 [1 с. 36]
Уточненная скорость тихоходного (ведомого) вала
II.Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор материала и термообработки
Шестерни – сталь 45; термическая обработка – улучшение твердость НВ1 230; для колеса – сталь 45; термическая обработка – улучшение твердость НВ2 200 [2 с. 32]
Допускаемые контактные напряжения [2 с. 32]
Срок службы привода в часах
Число циклов нагружений зубьев колеса
Базовое число циклов для материала колеса (по табл. 3.2 [1])
Коэффициент долговечности:
При длительной эксплуатации . Примем коэффициент безопасности
Расчетное контактное напряжение по формуле (3.10) [1]
Условие выполняется [1 с. 35]
Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния
Поскольку расположение колес относительно опор симметричное то (табл. 3.1 [1])
Коэффициент ширины венца [1 с. 35]
Межосевое расстояние формуле (3.7) [1]
Для косозубых колес Ka=43.
Межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 округляем до 180
Нормальный модуль зацепления [2 с. 33]
Выравниваем по ГОСТ 9563-60* до 275 мм
Примем предварительно угол наклона зубьев =10º определим число зубьев шестерни и колеса ((3.12) (3.13) [1])
Уточненное значение угла наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные ((3.17) с. 37 [1])
Диаметры вершин зубьев
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес и степень точности передачи
Силы действующие в зацеплении [2 с. 34]
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость [2 с. 34]
Коэффициент нагрузки
(табл. 3.4 [1]) (табл. 3.6 [1])
Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1]
Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке [2 с. 35]
Расчетные контактные напряжения
Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением
Для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм (табл. 3.3 [1])
Условие прочности выполняется
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
По формуле (3.25) [1 с. 42]
Коэффициент нагрузки [1 с. 42]
По табл. 3.7 [1] по табл. 3.8 [1]
Эквивалентное число зубьев
Допускаемое напряжение по формуле (3.24) [1]
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при предел выносливости при изгибе
Для шестерни для колеса
- коэффициент безопасности. (табл. 3.9 [1]) (для поковок и штамповок).
Допускаемые напряжения
Дальнейший расчет ведем для колеса так как отношение меньше [2 с. 36]
Коэффициент [2 с. 36]:
Проверяем прочность зуба по формуле (3.25) [1]
Условие прочности выполнено
Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке [2 с. 36]
Расчетные изгибные напряжения
Допускаемые изгибные напряжения при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением:
III.Предварительный расчет валов редуктора
Диаметр ведущего вала
Диаметр ведомого вала
Основные элементы корпуса (табл. 10.2 [1])
Толщина стенки корпуса: . Принимаем
Толщина крышки: . принимаем
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
Толщина нижнего пояса корпуса
Диаметр фундаментных болтов . Берем болты М20
Диаметр болтов у подшипников . Берем болты М16
Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой
IV.Проверка долговечности подшипника [1 c. 304]
Из 1-й компоновки l1 = 72 мм
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 310 (табл. П3 [1]): d = 50 мм D = 110 мм С=65.8кН С0 = 36 кН
Эквивалентная нагрузка
(вращается внутреннее кольцо) (табл. 9.19 [1]) (табл. 9.20 [1])
этой величине соответствует e=0.22 (табл. 918)
Расчетная долговечность млн. об
Расчетная долговечность ч
Здесь n = 973 обмин – частота вращения ведущего вала
Возьмем подшипники легкой серии 210 (табл. П3 [1]): d = 50 мм D = 90 мм С=35.1кН С0=19.8кН
Т. к. долговечность подшипников меньше долговечности редуктора мы не можем их брать.
Из 1-й компоновки l2 = 73 мм
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 312 (табл. П3 [1]): d = 60 мм D = 130 мм С=819кН С0 = 48 кН
этой величине соответствует e=0.19 (табл. 918)
Здесь n = 274 обмин – частота вращения ведомого вала
Возьмем подшипники легкой серии 212 (табл. П3 [1]): d = 60 мм D = 110 мм С=52кН С0=31кН
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 31500 ч (таков ресурс самого редуктора) но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 310 имеют ресурс а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс . Выбранные подшипники оптимальны
V.Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1]
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [ при чугунной
VI.Уточненный расчет валов [1 с. 311]
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему) будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов
Материал вала – сталь 45 термическая обработка - улучшение
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А – А. Коэффициент запаса прочности
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При d = 42 мм; b = 12 мм; t1 = 5 мм по табл. 8.5 [1]
Принимаем k = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]) = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]) = 0.1 (см. с. 166 [1]).
ГОСТ 16162 – 78 указывает на то чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Принимаем k = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]) = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]) = 0.2 (см. с. 163 [1]).
Результирующий коэффициент запаса прочности
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.
Сечение Б – Б. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.5 [1]: . Масштабные факторы[1 табл.8.8]: Коэффициенты [1 стр.163 166]
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б
Момент сопротивления кручению (при d = 65 мм b=16 мм t1 = 6 мм)
Момент сопротивления изгибу
амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Сечение В – В. Коэффициент запаса прочности
При d = 52 мм; b = 16 мм; t1 = 6 мм по табл. 8.5 [1]
Сведем результаты проверки в таблицу
Коэффициент запаса s
VII.Посадки зубчатого колеса и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл. 10.13 [1]. Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем пользуясь данными табл. 10.13 [1] тем самым составляя свою таблицу допусков и посадок:
Вид соединения и условное обозначение посадки
Условное обозначение полей допусков отв. и вала.
Предельные размеры мм
Мазеуд. кольцо – вал 50
Мазеуд. кольцо – вал 60
Выходной конец ведущего вола 42h6
Выходной конец ведомого вола 52h6
Корпус -подшипник 110H7
Корпус -подшипник 130H7
Крышка подшипника – корпус 110
Крышка подшипника – корпус 130
VIII.Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0.25 14.5 = 3.625 дм3.
По [1 табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H=521.678МПа и скорости v=4031 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 10-6 м2с. По [1 табл. 10.10] принимаем масло индустриальное И – 30А (по ГОСТ 20799 – 75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [1 табл. 9.14].
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 18х11х70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников с комплектом прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают щелевые уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами..
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Курсовое проектирование деталей машин. С. А. Чернавский и др. М.: Машиностроение 2005
Н. Н. Солдатов. Курсовое проектирование деталей машин. Иваново: ИГЭУ 2003

Редуктор косозубый одноступенчатый.cdw

компоновка 2(1).frw