Расчет и чертежи двухступенчатого цилиндрического редуктора с клиноременной передачей

Эпюра 2.cdw

Эпюра 1.cdw

СБОРОЧНЫЙ ЧЕРТЕЖ.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора U
Передаточное число тихоходной ступени U
Передаточное число быстроходной ступени U
Вращающий момент на тиходном валу Т
Частота вращения быстроходного вала n
Необработанные поверхности литых деталей
красить малостойкой красной
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ
285-80 при окончательной сборке

ПЗ(2) 1 часть(1).docx

Выбор электродвигателя
Кинематический расчет привода
Проектный расчет валов
Выбор подшипников качения
Конструирование зубчатых колес
Эскизная компоновка редуктора
Конструирование шкивов открытой ременной передачи
Определение реакций опор валов и построение эпюр изгибающих и крутящих
Проверочный расчет подшипников качения
Выбор и проверочный расчет соединений
Уточненный расчет валов
Конструирование корпусных деталей
Смазывание элементов редуктора
Порядок разборки редуктора
Выбор электродвигателя
1Определим мощность на выходе из привода:
2Определим ориентировочный КПД привода:
где – КПД ременной передачи;
- КПД быстроходной ступени редуктора;
- КПД тихоходной ступени редуктора;
- КПД 1 пары подшипников;
m – число пар подшипников;
Согласно [1 с.40] КПД вышеперечисленных передач следующее:
3Определим мощность на входе привода:
4Переведем угловую частоту вращения в обороты в минуту:
5Определим возможный диапазон передаточных чисел привода:
Согласно рекомендациям [2 с.7] принимаем:
6Определим возможный диапазон скоростей входного вала привода:
7 По каталогу [1с 384] выберем электродвигатель и выпишем его основные параметры (см. табл. 1.1).
Таблица 1.1 – Параметры электродвигателя:
Тип электродвигателя
Кинематический расчет
1 Определим действительное передаточное число привода и разделим его по ступеням:
Примем передаточное число ременной передачи равное .
Согласно [2 с.9] принимаем:
2 Определим исходные данные для расчета тихоходной ступени редуктора.
3 Определим исходные данные для расчета быстроходной ступени редуктора:
4 Определим исходные данные для расчета открытой ременной передачи:
На кинематическую точность:
1 Расчет быстроходной ступени редуктора.
1.1 Определим коэффициенты эквивалентности и режима нагружениясогласно заданного графика нагрузки.
X – коэффициент режима нагружения.
Согласно [2 с.17] выбираем тяжелый режим нагружения для которого коэффициенты эквивалентности принимаем по [2 с.17].
Для расчета на контактную прочность .
Для расчета на изгибную прочность (термообработка улучшением)
1.2 Выбор материалов шестерни и колеса
Таблица 3.1 – Основные характеристики материалов зубчатых колес
1.3 Определим допускаемые напряжения на контактную и изгибную прочность
– допускаемое напряжение на контактную прочность материала шестерни.
В качестве расчетного берем:
- допускаемое напряжение на изгибную прочность материала шестерни.
1.4 Определим основные параметры передач.
Межосевое расстояние.
где - коэффициент учитывающий наклон зубьев.
Для косозубых колес т.к. косозубые
– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
Этим параметром задаются в зависимости от расположения колес относительно опор и твердости материала.В нашем случае несимметричное расположение колес относительно опор.Согласно [2 с.11] принимаем для несимметричного расположения колес:;
- коэффициент концентрации нагрузки. Он учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; зависит от ширины венца от твердости материала и от схемы расположения колес.
Для нашего случая схема №4.
По таблице 2.7. [2 с.20] определим:
Округляем до стандартного значения .
Определим модуль зацепления.
Для косозубых колес .
Определим угол наклона :
Определим суммарное число зубьев шестерни колеса.
Уточним действительный угол наклона зубьев .
Определим число зубьев шестерни.
Определим число зубьев колес.
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного.
Проверим межосевое расстояние.
Определим фактические основные геометрические параметры передач.
Делительный диаметр.
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин зубьев:
Проверим пригодность заготовок.
Для закрытой передачи проверим диаметр заготовки для шестерни и толщину диска заготовки для колеса.
Проверим контактные напряжения в зацеплении.
- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
Для этого определим степень точности передачи и определим окружную скорость.
. По таблице 4.2 [1 с.62] принимаем степень точности – 9.
- коэффициент динамической нагрузки;
Так как перегрузка больше 5% уменьшим до 20 мм
Проверим зубья шестерни и колеса по напряжениям изгиба.
- учитывает наклон зубьев.
- коэффициенты учитывающие форму зубьев и зависит от эквивалентного числа зубьев.
2. Расчет тихоходной ступени редуктора.
Материал шестерни и колеса а также термическую обработку оставляем такими же как у быстроходной ступени.
Коэффициенты те же кроме KHb режим нагружения общий для всего привода.
2.1. Определим основные параметры передач.
По таблице 2.7. [2 с.20] определим:;
- коэффициент концентрации нагрузки. Он учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; зависит от ширины венца от твердости материала и от схемы расположения колес; .
Межосевое расстояние:
Определим угол наклона .
Определим число зубьев колес:
Диаметр вершин зубьев.
Диаметр впадин зубьев.
Проверим пригодность заготовок.Для закрытой передачи проверим диаметр заготовки для шестерни и толщину диска заготовки для колеса.
; ; - учитывает наклон зубьев.
Проектный расчет валов
Выполняется из условия прочности только напряжений изгиба которые возникают в валах учитывают при помощи пониженных допускаемых напряжений на кручение.
1. Быстроходный вал. Диаметр округляем до целого числа в большую сторону по ГОСТ таблица 10.8. [1 с.174]. 1 участок-выходной конец вала.
Принимаем l1=36 мм r1=16 С =1
участок-диаметр под подшипник округляем всегда до числа кратному «5».
участок-буртик под подшипник округлить по стандарту [1 с.312 – 313]
Конструируем вал-шестерню для этого из расчета быстроходной ступени выпишем следующее:
Сравним с и выбираем согласно рис.10.10 участок «в» [1 с.169].
По техническим соображением
Выбираем фрезу таблица 10.12. [1 с.178].
2. Промежуточный вал.
участок под быстроходное колесо одновременно буртик под подшипник.
Принимаем l3=36 мм r3=16 С =1
участок под подшипник
участок-буртик под колесо.
участок-вал-шестерня тихоходная.
Выпишем следующие данные из тихоходной ступени:
участок-под подшипник.
участок-выходной конец вала.
участок-буртик под подшипник округлить по стандарту [1 с.312-313]
Выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора типа передачи соотношения сил в зацеплении частоты вращения внутреннего кольца подшипника требуемого срока службы схемы установки.
На цилиндрической передачи установим подшипники шариковые радиальные однорядные схема установки- враспор.
1. Быстроходный вал.
Согласно таблице К27 [1 с.410] выбираем подшипник 205.
Согласно таблице К27 [1 с.410] выбираем подшипник 205 схема установки- враспор
Согласно таблице К27 [1 с.410] выбираем подшипник 208 схема установки- враспор.
Конструирование зубчатых колес
1. Колесо быстроходное.
Согласно таблице 10.2. [1 с.160] выбираем рис. «г».
Ступица: диаметр внутренний
2.Колесо тихоходное.
Ступица: диаметр внутренний
Эскизная компоновка редуктора
В масштабе 1:1 на миллиметровке.
1. Определяем расстояние между тихоходным колесом и корпусом мм
2. Определяем расстояние между тихоходным колесом и картером мм
Расчет отрытой клиноременной передачи
1.1Выбираем сечение ремня. Выбрали ремень нормального сечения А
1.2.Определяем минимально допустимый диаметр:
1.3.Расчетный диаметр ведущего шкива:
1.4.Определим диаметр ведомого шкива
1.5.Определим фактическое передаточное число
1.6. Определим ориентировочное межосевое расстояние
1.7. Определим расчетную длину ремня
1.8. Уточняем значение межосевого расстояния
1.9. Определим угол обхвата ремнем ведущего колеса
1.10. Определим скорость ремня
1.11. Определим частоту пробегов ремня
Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение дает гарантийный срок 1000-5000 часов.
1.12. Определим допускаемую мощность
-коэффициент динамической нагрузки с умеренными колебаниями
коэффициент угла обхвата при угле обхвата до 1500
– коэффициент величины отношения расчетной длины
1.13. Определим количество клиновых ремней
1.14 Определим силу предварительного натяжения
1.15. Определим окружную силу передачи комплектом ремней
1.16. Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей
1.17 Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей
1.18 Проверочный расчет
Проверка на прочность одного поликлинового ремня по максимальной нагрузке в сечении ведущей ветви
2. Конструирование шкивов клиноременной передачи .
Радиус закруглений R≥6
Определение реакции опор валов и построение
эпюр изгибающих и крутящих моментов
Построение эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Определение суммарных изгибающих моментов.
Построение схемы нагружения подшипников.
- радиальная сила в быстроходной шестерне
- осевая сила на шестерне
Вертикальная плоскость.
Горизонтальная плоскость
Вертикальная плоскость. Моменты относительно оси Х:
Горизонтальная плоскость. Моменты относительно оси У:
Эпюры крутящих моментов
2.Промежуточный вал.
Вертикальная плоскость
Горизонтальная плоскость.
Проверочный расчет подшипников качения на долговечность
Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников.
Проверка подшипников по динамической грузоподъемности.
Определение расчетной долговечности подшипников.
Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой или базовой долговечности с требуемой по условиям.
1Подшипники на быстроходном валу №205
Параметры подшипника и вала:
Cr =140 кН ; Cor = 695 кН ; RВ =58451 Н; RА =47529 Н
X = 056 – коэффициент радиальной нагрузки
V = 1; KT = 1; dп. =20 мм; FБa1= 14333 Н
1.1 Требуемая долговечность подшипника.
где Кгод Ксут– коэффициенты годичного и суточного использования подшипникового узла; Кгод=05Ксут=066
h – количество лет работы редуктора за смену; h=5 лет
1.2 Определяем отношения:
1.3 Выбираем формулы для определения Re
1.4 Определяем динамическую грузоподъемность.
1.5. Определяем долговечность:
2. Промежуточный вал. Подшипник № 205
Cr =140 кН ; Cor = 695 кН ;
KT = 1; RD=297298 Н;V = 1; RC=185489 Н; КБ=125
Б2=2773 с-1;X = 056
2.1. Определяем отношения:
Выбираем е=03; Y=145
2.2. Выбираем формулы для определения Re.
2.3. Определяем динамическую грузоподъемность.
2.4. Определяем долговечность:
3. Тихоходный вал. № подшипника 208
Cr = 320 кН; Cor = 178 кН; FТa= 935424 Н.
KT = 1; RN=218359 Н;V = 1; RM= 9308 Н
КБ=118; Т2= 666 с-1;
3.1 Определяем отношения:
3.2.Выбираем формулы для определения Re.
3.3. Определяем динамическую грузоподъемность.
3.4. Определяем долговечность:
Выбор и проверочный расчет соединений
1. Быстроходный вал. Соединение ведомого шкива с выходным концом вала. Выбираем призматическую шпонку. Шпонка выбирается по номинальному диаметру и длине вала.
dБ1=20 мм; ТБ1= 1349 Н*м ; l= 36 мм
Согласно [1 с.427] выбираем шпонку:
b=6 мм; h=6 мм; t1=35 мм; t2=28 мм; l=32 мм
где - окружная сила на шестерне или колесе;
АСМ - площадь смятия;
2 Промежуточный вал.
Соединение быстроходного колеса с валом.
Параметры необходимые для расчета:
Т2Б=696 Н; d3=30 мм; dCТ= 465 мм; к=3; =03; d1=0 мм
Материал вала выбираем по рекомендациям [1] стр. 50
Сборка прессованием что гарантирует натяг. Из [1] стр. 182. таблица 1013 выберем коэффициенты сцепления и запрессовки:
2.1 Определяем среднее контактное давление:
2.2 Определяем коэффициенты С1 и С2.
2.3 Определяем деформацию деталей.
где Е- модуль упругости материала [1] стр. 182. таблица 1014.Е1=Е2=21*105Нмм2
2.4 Определяем поправку на обмятие микронеровностей:
где Ra1 Ra2-средние арифметические отклонения профиля икронеровностей
[1] стр. 310. таблица 1313. Ra1 = Ra2=08
2.5. Определяем минимальный требуемый натяг:
где температурные деформации; t=0
2.6 Определяем максимальное контактное давление допускаемое прочностью охватывающей детали.
2.7 Определяем максимальную деформацию допускаемую прочностью охватывающей детали.
2.8 Определяем максимальный допускаемый натяг гарантирующий прочность охватывающей детали.
2.9. Выбираем посадку [1] стр. 184. таблица 1015.
Н8х8 для которой выполняется следующие условия:
Nmin=69 мкм >[N]min=5127 мкм
Nmax=125 мкм [N]max = 16054 мкм
2.10. Определяем давление от максимального натяга Nmax выбранной посадки:
2.11. Определяем силу запрессовки для выбранной посадки:
4.Соединение муфты с выходным концом тихоходного вала выполняем при помощи призматической шпонки.
Т2Т= 27777 Н d1= 34 мм l =58 мм
Параметры шпонки:b=10 мм; h=8 мм; t1=5 мм; t2=33 мм;
Уточненный расчет валов
Уточненный расчет выполняется на совместное действие напряжения изгиба и кручения. При этом определяем общий коэффициент запаса прочности по изгибу и кручению.
1. Быстроходный вал. Опасным сечением является второе сечение М3 под подшипник.
Концентратор напряжений – посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью rмежду 2-й и 3-й с буртиком.
M3=94545 Н*м; T1Б=1349 Н ; d3 =2834 мм; d2=25 мм
-1=410 Нмм2; В=900 Нмм2; [S]=15 21
1.1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала.
Нормальные напряжения (амплитудные).
где – осевой момент сопротивления сечения вала.
Касательные напряжения.
где WрН – полярный момент инерции сопротивления сечения вала.
1.2. Находим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений.
гдеК и К – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
[1] стр. 257. таблица 11.2. (tr=428 rd=0.02)
Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1] стр. 258. таблица 11.3 Kd2=077; Кd1=0.88
КF – коэффициент влияния шероховатости [1] стр. 258. таблица 11.4 КF=10
1.3. Определить пределы выносливости в расчетном сечении вала
где -1 и -1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения
1.4. Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
1.5. Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.
2. Промежуточный вал. Опасным является второе сечение М3 участок вал- шестерня.Концентраторами напряжения является посадка с натягом.
d3= 30 мм M3= 14917263 Н*м T2Б=696 Н*м -1=410 Нмм2В=900 Нмм2
2.1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала-шестерни.
2.2. Находим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений.
Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1] стр. 258. таблица 11.3
2.3. Определить пределы выносливости в расчетном сечении вала
2.4. Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
2.5. Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.
3. Тихоходный вал.Опасным является М3 под подшипником.
d2=40 мм M3=68850 Н*м T2Т=27777 Н -1=410 Нмм2В=900 Нмм2
Высота буртика под подшипник.
Определяем напряжения в опасных сечениях вала.
Находим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений.
[1] стр. 257. таблица 11.2. (tr=28rd=0.03)
Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1] стр. 258. таблица 11.3 Kd2=085; Кd1=0.73
Определить пределы выносливости в расчетном сечении вала
Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.
Конструирование корпусных деталей
1. Корпус редуктора состоит из 2 частей: крышки и основания отлитых из серого чугуна СЧ-15.
Толщина стенок корпуса
По конструктивным соображениям принимаем ст=11 мм
Крышка крепится к основанию винтами которые подбираются от межосевого расстояния.
Толщина стенок крышки:
2. Крышки подшипниковых узлов. Регулировка подшипников.
Для подшипникого узла вала-шестерни использованы врезные крышки и со стороны входного конца вала резиновый армированный манжет к ([1] стр. 395 таблица К17).
На промежуточном валу установлены врезные крышки ([1] стр.396 таблица К18) и регулировочный винт ([1] стр.380 таблица К6).
На тихоходном валу установлены врезные крышки ([1] стр.396 таблица К18) и со стороны выходного конца резиновый армированный манжет ([1] стр.398 таблица К20) для предотвращения утечки масла и попадания в редуктор пыли грязи и другого мусора.
Основной характеристикой является крутящий момент.
1. Определение расчетного момента:
где - коэфицент режима нагрузки (15 20)
-врщающий момент на соответствующем валу
Выбираем муфту цепную однорядную по ГОСТ 20742-81 таб. К26 согласно [1 с.408].
Смазывание элементов редуктора
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют для защиты от коррозии снижения коэффициента трения уменьшения износа снижения шума и вибрации.
Для данного редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес (стр. 241 таблица 10.29. [1]). Берем сорт масла для данного редуктора И-Г-А-68. В цилиндрических редукторах уровень масла должен быть не ниже 13R. Контроль уровня масла контролируем с помощью круглого маслоуказателя. Масло заливается через пробку- отдушину а сливается через сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Порядок разборки редуктора
При необходимости разборки редуктора выполняются следующие действия:
Производится слив масла посредством выкручивания сливной пробки.
Выкручиваются болты крепления крышки корпуса.
Снимается крышка корпуса редуктора.
Снимаются врезные крышки и затем валы с зубчатыми колесами.
Демонтаж подшипников и колес
Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин».- Калининград: Янтар сказ 2006.-456 с.
Дунаев П.Р. Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин».-М.: Издательский центр «Академия» 2003.-496 с

КОЛЕСО БЫСТРОХОДНОЕ.cdw

Нормальный исходный
Сталь 40ХН ГОСТ4543-71
Радиусы скруглений 2 мм
Неуказанные преедльные отклонения размеров: отверстий +
Направление линии зуба
Коэффициент смещения

ВАЛ-ШЕСТЕРНЯ.cdw

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Радиусы скруглений 2 мм
неуказанные предельные отклонения размеров: валов -
Размер обеспеч. инстр.
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения

Эпюра 3.cdw

ШКИВ.cdw

Размеры для справок.
Формовочные уклоны 1
Предельные отклонения расстояния
между любыми несмежными впадинами

КРЫШКА ПОДШИПНИКА.cdw

Неуказанные радиусы 2 мм
Неуказанные предельные отклонения размеров поверхностей

СПЕЦИФИКАЦИЯ 2.cdw

Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
65 Г.029 ГОСТ 6402-70
Штифт 10х60 ГОСТ 9464-79

СПЕЦИФИКАЦИЯ.cdw