Одноступенчатый цилиндрический редуктор

РЦШ 00.000СБ.cdw

Пояснительная записка.docx

В данном курсовом проекте был проведен расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора технологической машины.
Расчеты включают в себя:
Энергетический и кинематический расчет привода
Проектный и проверочный расчет зубчатой передачи определение усилий в зацеплении
Проектный и проверочный расчет валов редуктора
Подбор и проверка подшипников редуктора
Выбор и проверочный расчет соединения вал – ступица колеса.
На основе всех выполненных расчетов были установлены геометрические параметры основных деталей редуктора а так же его габаритные и присоединительные размеры.
In this course project we calculated the single-stage cylindrical gear the technological machine.
The calculations include:
Energetic and kinematic calculation leads
Design and test gear calculation the definition of gearing
Design and test gear shaft calculation
Selection of bearings and gear check
The choice of checking calculation and the shaft - hub wheels.
Based on all of the calculations were established geometrical parameters of the main gearbox parts as well as its overall and mounting dimensions.
Редуктор – это механизм входящий в приводы машин и служащий для снижения угловых скоростей ведомого вала с целью повышения крутящих моментов. В редукторе применяют зубчатые передачи цепные передачи червячные передачи а также используют их в различных сочетаниях — червячные и зубчатые цепные и зубчатые и т. п.
Редуктор используют в транспортных грузоподъёмных обрабатывающих и др. машинах.
Основные характеристики редуктора — КПД передаточное отношение передаваемая мощность максимальные угловые скорости валов количество ведущих и ведомых валов тип и количество передач и ступеней.
С помощью одной цилиндрической зубчатой пары можно изменять угловую скорость в несколько десятков раз.
Детали редуктора монтируются в чугунный или стальной корпус состоящий из основания корпуса (картера) и крышки корпуса. Корпус служит для размещения и закрепления деталей редуктора восприятия возникающих при работе усилий предохранения деталей и смазки от загрязнения.
Корпусные детали с целью увеличения поверхности охлаждения и для повышения жёсткости опор если это требуется снабжаются рёбрами.
Кинематический расчет
Зубчатая передача предназначена для передачи и преобразования движения от двигателя к исполнительному органу машины. Передача состоит из ведущего и ведомого звеньев и характеризуется следующими параметрами:
Угловая скорость (радс)
Частота вращения n (обмин)
Крутящий момент T (Н.м)
Коэффициент полезного действия(КПД)
Передаточное число u
При заданной мощности и частоте вращения на выходном валу сначала подбираем электродвигатель.
При жестком соединении вала двигателя с ведущим валом передачи а ведомого вала передачи с валом исполнительного органа машины
Тогда общее передаточное число
Находим число оборотов на входном валу
Выбираем передаточное число u = 2
Тогда число оборотов на ведущем валу
Мощность электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя
Найдены требуемые параметры двигателя:
Выбираем электродвигатель
А225М4У3 с параметрами:
Уточнение передаточного числа привода
Определение вращающих моментов и угловых скоростей на валах редуктора
Расчет зубчатой передачи
Термообработка колеса:
Способ обработки: Закалка
1.1Определение допускаемых напряжений
Допускаемое контактное напряжение
Находим составляющие формулы для допускаемых контактных напряжений
допускаемые контактные напряжения
В качестве допускаемого контактного напряжения выбираем:
1.2 Допускаемое напряжение изгиба
Находим составляющие формулы для допускаемого напряжения изгиба
Тогда допускаемое напряжение изгиба
1.3 Геометрический расчет
При проектном расчете закрытой зубчатой передачи сначала определяют межосевое расстояние
Находим межосевое расстояние
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего значения:
Ширина венца зубчатого колеса
Ширина венца шестерни
Модуль зубчатой передачи
Суммарное число зубьев и угол наклона зуба
Определяем действительное значение угла наклона
Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточное число
Отличается от номинального на 35% что допустимо.
Делительный диаметр шестерни
Делительный диаметр колеса
Диаметры окружностей вершин
Диаметры впадин зубьев
2 Проверочный расчет
2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Условие обеспечения контактной прочности
Находим в расчетах на контактную прочность
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
Выбираем по графику в зависимости от степени точности и окружной скорости:
-Коэффициент динамичности
Недогрузка составляет 928% что допустимо
2.2 Проверка зубьев колес по напряжения изгиба
Проверка зубьев колеса
-коэффициент нагрузки в расчете на изгибную прочность
Проверка зубьев шестерни
Все условия проверки выполнены значит для изготовления зубчатых колес окончательно принимаем материал Сталь 40Х
2.3 Силы в зацеплении
Осевая сила в шевронной передаче уравновешена и не учитывается при расчетах
Результаты расчетов зубчатой передачи сводим в табл.1
Цилиндрическая шевронная
Номинальный момент Hм:
Частота вращения вала мин-1:
Угловая скорость вала радс:
Материал зубчатых колес:
Угол наклона зубьев
Межосевое расстояние мм
Модуль зацепления mn
Коэффициент ширины передачи
Ширина венца зубчатых колес мм:
Диаметры делительных окружностей мм:
Диаметры вершин зубьев мм:
Диаметры впадин зубьев мм:
Силы действующие в зацеплении Н:
Расчет валов редуктора
Предварительно диаметры валов для эскизного проекта определяют по условному допускаемому напряжению при кручении:
Диаметр хвостовика (1ой ступени) вала принимаем:
Диаметр 2ой ступени(цапфы) вала:
Диаметр вала под подшипник (3 и 5 ступени):
Диаметр вала под шестерню (4 ступень)
Диаметр хвостовика(1ой ступени) вала принимаем:
Тогда диаметр 2ой ступени
Диаметр вала под подшипник (3 и 5 ступени)
Диаметр вала под колесо (4 ступень)
На основе расчетов чертим общую схему редуктора.
1.2 Длины ступеней валов
- ГОСТ 12080-60 (короткое исполнение)
Из эскизной компоновки находим остальные длины ступеней вала:
Длина ступени под подшипник
Длина ступени под шестерню
Длина ступени под колесо
1.3 Предварительно подбираем подшипники
Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами
Подшипник шариковый радиальный однорядный
После геометрических расчетов валов а так же предварительного подбора подшипников подбираем наиболее подходящие крышки для подшипниковых узлов.
Крышка торцевая глухая 21-90 ГОСТ 18511-73 (тип 2)
Крышка торцевая с канавкой для уплотнительного кольца 1-90х46 ГОСТ11641-73
Крышка торцевая глухая 21-110 ГОСТ 18511-73 (тип 2)
Крышка торцевая с канавкой для уплотнительного кольца 1-110х56 ГОСТ11641-73
2 Проверочный расчет валов
2.1 Определение внутренних силовых факторов
Из эскизной компоновки определяем расстояние между центром и условными опорами вала А и В.
Так же из компоновки находим плечо между опорой В и действием консольной нагрузки от муфты
Определяем реакции опор от сил нагружающих вал
Сечения 1 и 2 являются опасными
Определяем для них силовые факторы
Суммарный изгибающий момент
Крутящий момент равен
Строим схему нагружения
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует что опасным является сечение 2
Все дальнейшие расчеты выполняем для сечения 2
2.2 Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала
2.3 Расчет вала на статическую прочность
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Статическая прочность вала обеспечена:
2.4 Расчет вала на сопротивление усталости
Определяем амплитудные и средние напряжения в опасных сечениях:
Определение коэффициентов снижения пределов выносливости
Так как подшипник установлен с натягом то используем отношения
Определение запасов прочности по выносливости
Запас прочности по нормальным напряжениям
Запас прочности по касательным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по рассматриваемому сечению
Сопротивление усталости вала обеспечено:
Расчет подшипников качения
1 Оценка долговечности подшипников редуктора
Предварительно для ведомого вала были подобраны подшипники:
1.1 Определяем реакции опор для расчета подшипников
Реакции: были определены ранее
Суммарные реакции опор для расчета подшипников
Эквивалентные нагрузки
Из расчетов видно что подшипник В нагружен сильнее поэтому дальнейшие расчеты будем проводить для него.
Эквивалентная динамическая нагрузка
X= 0 Y=0 – т.к. осевая сила уравновешена
1.2 Расчетный скорректированный ресурс подшипника
Вычисляем ресурс при (вероятность безотказной работы 90%)
Расчетный ресурс больше требуемого:
Предварительно назначенный подшипник 212 пригоден.
Выбор соединения вал-ступица
1 Предварительный расчет
Предварительно выбираем Шпонку призматическую (ГОСТ 23360-78)
2 Проверочный расчет шпонки
Основным критерием работоспособности шпоночного соединения является сопротивление смятию боковых поверхностей.
Напряжение смятия меньше допускаемого:
Выбранная предварительно шпонка пригодна.
На основе рассчитанных данных выполняем сборочный чертеж редуктора.

Пояснительная записка.docx

В данном курсовом проекте был проведен расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора технологической машины.
Расчеты включают в себя:
Энергетический и кинематический расчет привода
Проектный и проверочный расчет зубчатой передачи определение усилий в зацеплении
Проектный и проверочный расчет валов редуктора
Подбор и проверка подшипников редуктора
Выбор и проверочный расчет соединения вал – ступица колеса.
На основе всех выполненных расчетов были установлены геометрические параметры основных деталей редуктора а так же его габаритные и присоединительные размеры.
In this course project we calculated the single-stage cylindrical gear the technological machine.
The calculations include:
Energetic and kinematic calculation leads
Design and test gear calculation the definition of gearing
Design and test gear shaft calculation
Selection of bearings and gear check
The choice of checking calculation and the shaft - hub wheels.
Based on all of the calculations were established geometrical parameters of the main gearbox parts as well as its overall and mounting dimensions.
Редуктор – это механизм входящий в приводы машин и служащий для снижения угловых скоростей ведомого вала с целью повышения крутящих моментов. В редукторе применяют зубчатые передачи цепные передачи червячные передачи а также используют их в различных сочетаниях — червячные и зубчатые цепные и зубчатые и т. п.
Редуктор используют в транспортных грузоподъёмных обрабатывающих и др. машинах.
Основные характеристики редуктора — КПД передаточное отношение передаваемая мощность максимальные угловые скорости валов количество ведущих и ведомых валов тип и количество передач и ступеней.
С помощью одной цилиндрической зубчатой пары можно изменять угловую скорость в несколько десятков раз.
Детали редуктора монтируются в чугунный или стальной корпус состоящий из основания корпуса (картера) и крышки корпуса. Корпус служит для размещения и закрепления деталей редуктора восприятия возникающих при работе усилий предохранения деталей и смазки от загрязнения.
Корпусные детали с целью увеличения поверхности охлаждения и для повышения жёсткости опор если это требуется снабжаются рёбрами.
Кинематический расчет
Зубчатая передача предназначена для передачи и преобразования движения от двигателя к исполнительному органу машины. Передача состоит из ведущего и ведомого звеньев и характеризуется следующими параметрами:
Угловая скорость (радс)
Частота вращения n (обмин)
Крутящий момент T (Н.м)
Коэффициент полезного действия(КПД)
Передаточное число u
При заданной мощности и частоте вращения на выходном валу сначала подбираем электродвигатель.
При жестком соединении вала двигателя с ведущим валом передачи а ведомого вала передачи с валом исполнительного органа машины
Тогда общее передаточное число
Находим число оборотов на входном валу
Выбираем передаточное число u = 2
Тогда число оборотов на ведущем валу
Мощность электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя
Найдены требуемые параметры двигателя:
Выбираем электродвигатель
А225М4У3 с параметрами:
Уточнение передаточного числа привода
Определение вращающих моментов и угловых скоростей на валах редуктора
Расчет зубчатой передачи
Термообработка колеса:
Способ обработки: Закалка
1.1Определение допускаемых напряжений
Допускаемое контактное напряжение
Находим составляющие формулы для допускаемых контактных напряжений
допускаемые контактные напряжения
В качестве допускаемого контактного напряжения выбираем:
1.2 Допускаемое напряжение изгиба
Находим составляющие формулы для допускаемого напряжения изгиба
Тогда допускаемое напряжение изгиба
1.3 Геометрический расчет
При проектном расчете закрытой зубчатой передачи сначала определяют межосевое расстояние
Находим межосевое расстояние
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего значения:
Ширина венца зубчатого колеса
Ширина венца шестерни
Модуль зубчатой передачи
Суммарное число зубьев и угол наклона зуба
Определяем действительное значение угла наклона
Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточное число
Отличается от номинального на 35% что допустимо.
Делительный диаметр шестерни
Делительный диаметр колеса
Диаметры окружностей вершин
Диаметры впадин зубьев
2 Проверочный расчет
2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Условие обеспечения контактной прочности
Находим в расчетах на контактную прочность
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
Выбираем по графику в зависимости от степени точности и окружной скорости:
-Коэффициент динамичности
Недогрузка составляет 928% что допустимо
2.2 Проверка зубьев колес по напряжения изгиба
Проверка зубьев колеса
-коэффициент нагрузки в расчете на изгибную прочность
Проверка зубьев шестерни
Все условия проверки выполнены значит для изготовления зубчатых колес окончательно принимаем материал Сталь 40Х
2.3 Силы в зацеплении
Осевая сила в шевронной передаче уравновешена и не учитывается при расчетах
Результаты расчетов зубчатой передачи сводим в табл.1
Цилиндрическая шевронная
Номинальный момент Hм:
Частота вращения вала мин-1:
Угловая скорость вала радс:
Материал зубчатых колес:
Угол наклона зубьев
Межосевое расстояние мм
Модуль зацепления mn
Коэффициент ширины передачи
Ширина венца зубчатых колес мм:
Диаметры делительных окружностей мм:
Диаметры вершин зубьев мм:
Диаметры впадин зубьев мм:
Силы действующие в зацеплении Н:
Расчет валов редуктора
Предварительно диаметры валов для эскизного проекта определяют по условному допускаемому напряжению при кручении:
Диаметр хвостовика (1ой ступени) вала принимаем:
Диаметр 2ой ступени(цапфы) вала:
Диаметр вала под подшипник (3 и 5 ступени):
Диаметр вала под шестерню (4 ступень)
Диаметр хвостовика(1ой ступени) вала принимаем:
Тогда диаметр 2ой ступени
Диаметр вала под подшипник (3 и 5 ступени)
Диаметр вала под колесо (4 ступень)
На основе расчетов чертим общую схему редуктора.
1.2 Длины ступеней валов
- ГОСТ 12080-60 (короткое исполнение)
Из эскизной компоновки находим остальные длины ступеней вала:
Длина ступени под подшипник
Длина ступени под шестерню
Длина ступени под колесо
1.3 Предварительно подбираем подшипники
Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами
Подшипник шариковый радиальный однорядный
После геометрических расчетов валов а так же предварительного подбора подшипников подбираем наиболее подходящие крышки для подшипниковых узлов.
Крышка торцевая глухая 21-90 ГОСТ 18511-73 (тип 2)
Крышка торцевая с канавкой для уплотнительного кольца 1-90х46 ГОСТ11641-73
Крышка торцевая глухая 21-110 ГОСТ 18511-73 (тип 2)
Крышка торцевая с канавкой для уплотнительного кольца 1-110х56 ГОСТ11641-73
2 Проверочный расчет валов
2.1 Определение внутренних силовых факторов
Из эскизной компоновки определяем расстояние между центром и условными опорами вала А и В.
Так же из компоновки находим плечо между опорой В и действием консольной нагрузки от муфты
Определяем реакции опор от сил нагружающих вал
Сечения 1 и 2 являются опасными
Определяем для них силовые факторы
Суммарный изгибающий момент
Крутящий момент равен
Строим схему нагружения
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует что опасным является сечение 2
Все дальнейшие расчеты выполняем для сечения 2
2.2 Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала
2.3 Расчет вала на статическую прочность
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Статическая прочность вала обеспечена:
2.4 Расчет вала на сопротивление усталости
Определяем амплитудные и средние напряжения в опасных сечениях:
Определение коэффициентов снижения пределов выносливости
Так как подшипник установлен с натягом то используем отношения
Определение запасов прочности по выносливости
Запас прочности по нормальным напряжениям
Запас прочности по касательным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по рассматриваемому сечению
Сопротивление усталости вала обеспечено:
Расчет подшипников качения
1 Оценка долговечности подшипников редуктора
Предварительно для ведомого вала были подобраны подшипники:
1.1 Определяем реакции опор для расчета подшипников
Реакции: были определены ранее
Суммарные реакции опор для расчета подшипников
Эквивалентные нагрузки
Из расчетов видно что подшипник В нагружен сильнее поэтому дальнейшие расчеты будем проводить для него.
Эквивалентная динамическая нагрузка
X= 0 Y=0 – т.к. осевая сила уравновешена
1.2 Расчетный скорректированный ресурс подшипника
Вычисляем ресурс при (вероятность безотказной работы 90%)
Расчетный ресурс больше требуемого:
Предварительно назначенный подшипник 212 пригоден.
Выбор соединения вал-ступица
1 Предварительный расчет
Предварительно выбираем Шпонку призматическую (ГОСТ 23360-78)
2 Проверочный расчет шпонки
Основным критерием работоспособности шпоночного соединения является сопротивление смятию боковых поверхностей.
Напряжение смятия меньше допускаемого:
Выбранная предварительно шпонка пригодна.
На основе рассчитанных данных выполняем сборочный чертеж редуктора.

РЦШ 00.000СП.spw

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Кольцо ГОСТ 13942-86
Подшипник 2210 ГОСТ 8321-75
Подшипник 212 ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78

РЦШ 00.000СП.spw

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Кольцо ГОСТ 13942-86
Подшипник 2210 ГОСТ 8321-75
Подшипник 212 ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78