Проектированию двухступенчатого соосного редуктора

лист 41.cdw

Кафедра деталей машин
Техническая характеристика:
Общее передаточное число привода 15
Окружная сила 2400 Н
Скорость движения ленты 1
Электродвигатель 112МВ6950
синхронная частота вращения 1000 обмин

Спецификация 2.cdw

ЛИСТ 2 НОВЫЙм.cdw

и втулка упругая (2:1)
Кафедра деталей машин
Технические характеристики:
Передаваемый момент - 520 Н
Радиальное смещение валов 0.3 мм.
Угловое смещение валов 0.6100 мм.
Продольное смещение валов 3 мм.

ЛИСТ 2 НОВЫЙк.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 1
Неуказанные пред. откл. размеров:отверстий +t

Спецификация 1.cdw

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Манжет уплотнительный
Крышка подшипника сквозная
Крышка подшипника глухая
Кольцо маслоотражательное
Манжет уплотнительный
Смотровое отверствие

курсач.docx

Окружное усилие на барабанеP=S1 – S2=2400 Н
Скорость ленты конвейераV=125 мс
Диаметр барабана D=400 мм
Срок службыKлет=6 лет
Коэффициент годовой нагрузкиКгод=07
Коэффициент суточной нагрузкиКсут=03
Кинематический и силовой расчёт привода.
1 Общий коэффициент полезного действия привода
- кпд зубчатой цилиндрической передачи
2 Мощность на рабочем органе
3 Мощность электродвигателя
4 Частота вращения рабочего органа
5 Потребная частота вращения вала электродвигателя
где:Uцп =4 – среднее значение передаточного числа цилиндрической передачи
6 Выбираем электродвигатель с параметрами:
Определение общего передаточного числа привода.
Распределение передаточного числа между цепной передачей и редуктором. Определение частоты вращения мощности и крутящего момента на валах двигателя.
1 Общее передаточное число привода
2 Принимаем (выбираем) передаточное число цилиндрической передачи редуктора
3 Частота вращения валов:
- входного (быстроходного) nI=nдв=950 обмин
- выходного (рабочего органа)
4 Мощность на валах (расчет ведем по потребной мощности)
- на входном валу 335*099=332 кВт.
- на каждом промежуточном валу 332*0982=163 кВт.
- на ведомом валу кВт.
- на валу барабана кВт.
5 Крутящий момент на валах
- на каждом промежуточном валу
- на валу барабана ТIV ==5034 Нм.
Расчёт I-й цилиндрической передачи редуктора.
Выбор материала термообработки и допускаемых напряжений
1 Выбор материала и термообработки.
для шестерни – сталь 40ХН нормализация улучшение HВ1=340
для колеса – сталь 40ХН нормализация улучшение HВ2=320
2 Определение общего времени работы передачи и времени работы на отдельных режимах
Допускаемые контактные напряжения при расчёте на усталость
3 Эквивалентное время работы
4 Эквивалентное число циклов нагружений
где с=1 – число циклов нагружения рабочей поверхности зуба шестерни или колеса за один оборот
5 Коэффициент долговечности для шестерни и колеса
Базовое число циклов нагружения материала шестерни и колеса
NHO1 = 30*(HB)24 = 357*106
NHO2 = 30*(HB)24 = 309*106
Коэффициент долговечности для шестерни
6 Базовый предел контактной выносливости для материала шестерни и колеса
7 Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса
где SH=11 коэффициент безопасности
Расчётное допускаемое контактное напряжение []=64545 МПа
Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость.
8 Эквивалентное время работы
где:m=6 для колес при НВ350 и шлифованной поверхности зубьев
m=9 для колес при НВ>350 и нешлифованной поверхности зубьев
9 Эквивалентное число циклов нагружений
где с=1 число циклов нагружения зуба за один оборот шестерни или колеса
10 Коэффициент долговечности для материала шестерни и колеса
Базовое число циклов нагружений
11 Базовый предел изгибной выносливости
12 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость.
где SF = 175 (коэффициент безопасности)
KFC =10 (коэффициент учитывающий реверсивность нагрузки)
Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
13 Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную прочность при перегрузке моментом Tmax
14 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на изгибную прочность
Определение межосевого расстояния и размеров зубчатых колес
1 Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи
где: 4 - передаточное число передачи
- относительная ширина зубчатого колеса.
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по линии контакта
Межосевое расстояние aw округляем в большую сторону до стандартного значения или в меньшую если % расхождения не превышает 5%
m=(001 002)*aw = (001 002)*80 = 08 16 но т.к. mmin≥15÷20 то
3 Определяем суммарное число зубьев прямозубой передачи
для косозубой передачи назначим ZΣ = 90
Определение числа зубьев шестерни и колеса
Z2=ZΣ – Z1= 90 – 18 = 72
уточняем угол наклона зубьев
4 Размеры зубчатых колес
Диаметр начальной (делительной) окружности
d1 = mt*Z1 = 178*18 = 3096 мм
d2 = mt*Z2 = 178*72 = 12816 мм
Диаметр окружности впадин
df1 = d1 – 2.5m = 3096 – 25*175 = 26585 мм
df2 = d2 – 2.5m = 12816 – 25*175 = 123785 мм
Диаметр окружности вершин
da1 = d1 + 2.0m = 3096 + 2*175 = 3446 мм
da2 = d2 + 2.0m = 12816 + 2*175 = 13166 мм
Ширина колеса bw = ba*aw = 042*80 = 34 мм
Ширина шестерни b1=bw+5мм = 39 мм
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
1 Определение окружной скорости в зацеплении и степени точности передачи
Принимаем 8 степень точности. Эта степень соответствует точности редукторов общего назначения.
2 Определение расчетной окружной силы
КН=104 при bd=bwd1=343096=11 при НВ350
KHV=1011 – коэффициент динамической нагрузки при V=154 мс НRC>45
передача косозубая степень точности 8.
КНα= 107 –коэффициент учитывающий перекрытие и неравномерную загрузку контактирующих пар зубьев при V5 мс и 8 степени точности
3 Определение действующих (действительных) напряжений
ZH = 176*cos = 176*09844 = 174 - коэффициент учитывающий геометрию передачи
ZM= 275 МПа –коэффициент учитывающий свойства материала
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
K=10 09 –коэффициент учитывающий колебания длины линии контакта принимаем К=099
α – коэффициент торцевого перекрытия
Вывод: = 63307 МПа []= 64545 МПа следовательно работоспособность по контактной выносливости обеспечена.
Проверочный расчет на изгибную выносливость.
1 Определение слабого элемента контактирующих колес
Эквивалентное число зубьев:
Коэффициент формы зуба:
при Z2=72 эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба
Вывод: слабым элементом является зуб шестерни поэтому расчёт изгибной выносливости ведем по зубу шестерни
2 Определение расчетной нагрузки
где: KF=114 при bd=075 при НВ350
KFV=1021 при НВ350 V=23 мс 8 степень точности
3 Определение действующих (действительных) напряжений изгиба для зуба шестерни
где: у~cos = 09844 – коэффициент учитывающий наклон зуба
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
Вывод: =1078 МПа []1=3497 МПа следовательно работоспособность по изгибной выносливости обеспечена.
Проверочный расчет зубьев при перегрузках.
Расчет ведем по Tmax в момент пуска
TmaxTном=25 из характеристики двигателя
1 Контактные напряжения в моментах пуска
=10001 МПа []max=1960 МПа следовательно контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.
2 Напряжения изгиба в период пуска
=2695 МПа []max = 8768 МПа
Вывод: изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.
Расчёт II-й цилиндрической передачи редуктора.
для шестерни – сталь 40ХН нормализация улучшение HВ1=320
для колеса – сталь 40ХН нормализация улучшение HВ2=300
NHO1 = 30*(HB)24 = 3086*106
NHO2 = 30*(HB)24 = 2644*106
Т.к. рассчитывается соосный редуктор то межосевое расстояние одинаково на 2-х ступенях т.е. принимаем aw=80 мм.
Z2=ZΣ + Z1= 90 + 30 = 120
d1 = mt*Z1 = 178*30 = 534 мм
d2 = mt*Z2 = 178*120 = 2136 мм
df1 = d1 – 2.5m = 534 – 25*175 = 49 мм
df2 = d2 + 2.5m = 2136 + 25*175 = 218 мм
da1 = d1 + 2.0m = 534 + 2*175 = 569 мм
da2 = d2 - 2.0m = 2136 - 2*175 = 2101 мм
Ширина колеса bw = ba*aw = 04*80 = 32 мм
Ширина шестерни b1=bw+5мм = 37 мм
КН=104 при bd=bwd1=323096=103 при НВ350
KHV=1011 – коэффициент динамической нагрузки при V=066 мс НRC>45
Вывод: = 4108 МПа []= 64545 МПа следовательно работоспособность по контактной выносливости обеспечена.
при Z2=120 эквивалентное число зубьев
KFV=1021 при НВ350 V=066 мс 8 степень точности
Вывод: =1647 МПа []1=32914 МПа следовательно работоспособность по изгибной выносливости обеспечена.
=64953 МПа []max=1960 МПа следовательно контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.
=41175 МПа []max = 8768 МПа
Предварительный расчет валов. Предварительный выбор подшипников
Определение усилий в зацеплении.
Определение размеров редуктора.
а. Корпус редуктора.
Толщина стенки редуктора при N7.5 кВт =8мм.
Ширина среднего фланца L1фл.=2dбол.+6+=2*12+6+8=38мм.
L2фл.= L1фл.+2=40мм.
L= aw*2+2* da22 = 80*2+13166=29166мм
ls=3a+B1+B2=3*10+16+15=61 мм.
Расчет длин валов редуктора
с=125dп-W2 +0.15d+ 12d2=84мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.
с=125dп-W2 +0.15d+ 12d2=47мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.
Приближенная конструкция промежуточного вала
Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность.
Пример: реакция в опоре подшипника составляет R=73186 Н
осевая нагрузка Ра=92723 Н проверяем подшипник № 210
Динамическая грузоподъемность Са=351 кН
Статическая грузоподъемность Со=198 кН.
Эквивалентная нагрузка на подшипнике
Рэкв=(V*Х*R+YРа)*К*КТ=(1*1*73186+0)*13*1=951418 Н
РаСо>е>РаRподш.>е XY
V=1 вращается наружное кольцо подшипника
К=13 – коэффициент безопасности учитывает умеренные толчки
КT=10 – температурный коэффициент при tº100ºC
Креж.под.=(1^3*08+07^3*02)^033=095 - коэффициент режима при непостоянной нагрузке привода.
Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника составляет
Срасч.=Рэкв.*Креж.под*(СР)таб.=951418*095*336=303693 Н
(СР)таб.=336 при n=200обмин Lh=110376 час.
Срасч=303693 НСа=35100 Н долговечность подшипника № 210 обеспечена.
Описание конструкции редуктора.
В приводе ленточного конвейера использован двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор. Редуктор представляет собой четыре зубчатых колеса из которых одна шестерня (3) выполняется заодно с валом (вал-шестерня).Валы установлены на подшипниках качения (3539). Зубчатые колеса валы и подшипники объединены в сборки (сборки входного и выходного валов) и в дальнейшем разборке не подлежат. Сборки входного и выходного валов помещены в корпус редуктора (1) и закрыты крышкой корпуса (2). Для обеспечения соосности отверстий под подшипники используются штифты (43) которые устанавливаются в корпус и крышку еще до расточки подшипниковых гнезд. Расточка корпуса редуктора и его крышки производится совместно.
Зацепление смазывается окунанием колеса в масляную ванну. Подшипники смазываются разбрызгиванием и масляным туманом. Для исключения вытекания масла из редуктора используются привертные крышки (91011) и уплотнения (1213) а также прокладки под крышки (242526) которые изготавливаются из паронита или технического картона. Крутящий момент передается с вала двигателя на валы редуктора через шпонки (4041). Крышка редуктора крепится болтами и гайками (2829). Крышки подшипников — болтами(31).От самоотвинчивания данные болты удерживаются пружинными шайбами (32). Для контроля уровня масла служит щуп (18) спуска масла пробка (19) с прокладкой.
Контроль зацепления проводится через смотровое окно закрытое крышкой (22) в которой располагается сапун (20) исключающий повышение давления внутри редуктора и выдавливание масла через разъемы. Транспортировка редуктора осуществляется с помощью рым-болтов (21).
Описание конструкции барабана с опорами.
Барабан (18) сварной конструкции насажен на вал (1). Сам вал установлен в подшипниках качения (13) которые размещеныв корпусах (12) закрытых крышками (1430). Крышки к корпусам подшипников крепятся сквозными болтами с гайками (1719).
В левой опоре (корпусе подшипника) подшипник защемлен с помощью втулок (11) и эта опора называется фиксированной а в правой опоре подшипник может перемещаться относительно корпуса (плавающая опора) наличие плавающего корпуса подшипника позволяет облегчить монтаж барабана на раме конвейера.
Крутящий момент с выходного вала редуктора через ведущую звездочку и цепь передается на звездочку (2) последняя передает крутящий момент через штифт (24) на фланцевую ступицу (14) и через шпонку (22) на вал барабана. В свою очередь вал через шпонку (3)передает движение и крутящий момент на барабан. При перегрузкештифт срезаетсявтулками (56) и звездочка вращается на подшипнике скольжения (8). С целью унификации крышек и уплотнений (16) используется втулка (11). Для устранения осевого смещения звездочки (2) втулки (8) и ступицы (4) используется шайба (7).
Расчет шпонок на срез и смятие
Шпонка на тихоходном валу.
Для d=42: b=12 мм h=8 t1=5мм по таблице 24.29 [2 c. 476].
Для призматической шпонки принимается
Округляем по ряду длин призматических шпонок l=80 мм.
Расчет штифта и муфты.
Диаметр штифта определяется из условия среза.
dшт=√(2*10^3*Т*4*K(Z*D**bcp))=
=√(2*10^3*5034*4*13(2*130*314*420))=4 мм
где: Т=ТIII=5034 Нм — крутящий момент на валу барабана;
К=13 — коэффициент перегрузки;
Z=2 — число штифтов;
D=130 мм — диаметр расположения осей штифтов.
bcp=420 МПа — предел прочности на срез для закаленной стали.
Расчет втулочно-пальцевой муфты.
Размер муфты выберем по диаметру вала двигателя 112МВ6950. Для этого двигателя dв=32 мм диаметр входного вала редуктора может быть на 5-8мм меньше. Для муфты с диаметром вала одной из полумуфт 32мм имеем:
диаметр пальца dп=14мм
диаметр расположения пальцев D=
длина резиновой втулки
коэффициент перегрузки К=13.
Слабым элементом муфты является резиновая втулка которую проверим на смятие:
см=(2*10^3*Т*К)(D*Z*l*dп)=(2*1000*33.37*13)(100*6*28*14)=037 МПа
для резины см[см]=2-3 МПа
Вывод: муфта выдержит заданную нагрузку.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя т.1т.2т.3.
М. Машиностроение 1982г.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
Иванов М.Н. Детали машин. М. В.Ш. 1984г.
Журнал лабораторных работ по деталям машин МАДИ(ГТУ) 2008г.
Расчет и проектирование деталей машин. М. Высш.школа1978 г. под редакцией Столбина Г.Б. и Жукова К.П.

лист 1.cdw

Техническая характеристика
Мощность на тихоходном валу 3
Крутящий момент на тихоходном валу 513
Частота вращения быстроходного вала 950 об
быстроходной ступени 4
тихоходной ступени 4
Технические требования
При окончательной сборке прокладки и крышки
поставить на "Герметик
Редуктор залить маслом Индустриальныим И-30А.

ЛИСТ 2 НОВЫЙв.cdw

Неуказанные предельные отклонения
Острые кромки притупить 2-3 мм.

лист 3 барабан.cdw

Обод-лист толщиной 8 мм по ГОСТ 6681-67
Диск-лист толщиной 6 мм по ГОСТ 5681-57
Кафедра деталей машин