Двухступенчатый цилиндрический редуктор 3

Крышка _ МС.04.11.003.dwg

* Размер обеспечивается инструментом
Общие допуски по ГОСТ 30893.2 - mK
Механизация строительства

Спецификация 2.dwg

Шпонка 5х5х20 ГОСТ 23360-78
Шпонка 8х7х20 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х8х35 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х33 ГОСТ 23360-78
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75
Манжета 1-25 х 42-3 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-35 х 50-3 ГОСТ 8752-79

Редуктор.dwg

Кольцо мазеудерживающее
Шпонка 5х5х20 ГОСТ 23360-78
Шпонка 8х7х20 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х33 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х8х35 ГОСТ 23360-78
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75
Манжета 1-35 х 50-3 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-25 х 42-3 ГОСТ 8752-79
I ступень - цилиндрическая передача
II ступень - цилиндрическая передача
Номинальный вращающий момент на выходном валу редуктора
Технические требования
Размеры для справок.
Плоскость корпуса поз. 4 и плоскость крышки
поз. 5 покрыть герметиком
Механизация строительства

вал.dwg

* Размеры обеспечиваются
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Механизация строительства

Спецификация 1.dwg

Редуктор цилиндрический
Механизация строительства
Кольцо мазеудерживающее

редуктор 2-х ступенчатый.docx

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ (МГСУ)
Кафедра «Механическое оборудование и детали машин»
Студент: Кузнецов Константин Сергеевич
курс ИИЭСМ 4-11 группа
Преподаватель: Мещерин В.Н.
1.Кинематическая схема привода.
Редуктор двухступенчатый цилиндрический соосный с быстроходной ступенью 4 и тихоходной 5. На выходном валу редуктора конусная фрикционная управляемая муфта 7 подлежит разработке. Цепная передача наклонена горизонтально.
2.Параметры для расчёта привода в соответствии с номером задания.
2.1.Вращающий момент на выходном валу привода-Твых=450Нм.
2.2.Частота вращения выходного вала привода-nвых=34мин-1.
2.3.Частота вращения вала двигателя (асинхронная) nсинх=1500мин-1.
2.4.Срок службы привода t=3000ч.
2.5.Режим работы привода реверсируемый.
Нагрузка перемещенная. График нагружения приведен ниже
Общий расчет привода
1.Мощность на выходном валу привода
где 9550 постоянный коэффициент для определения мощности в кВт.
2.Ориентировочный подсчет КПД отдельных ступеней привода
где - КПД отдельной ступени привода;
- КПД одной пары подшипников;
m=4 – число пар подшипников или число валов привода
Для рассматриваемой передачи принимаем:
- КПД 1-ой ступени т.е. цилиндрической передачи;
- КПД 2-ой ступени т.е. цилиндрической передачи;
– КПД 3-ой ступени т.е. цепной передачи;
3.Требуемая мощность электродвигателя
4.Выбор электродвигателя
Зная заданное и требуемую мощность принимаем электродвигатель большей мощности т.е. серии 4А и марку 90L4 который имеет мощность и асинхронную частоту вращения .
5.Общее передаточное отношение привода
Полученное распределяется между ступенями передач
где – передаточные отношения ступеней привода или
где – передаточные числа ступеней привода.
При этом передаточное отношение редуктора
где -передаточные числа первой и второй ступеней редуктора;
- передаточное число цепной передачи;
6.Передаточное число цепной передачи и передаточное отношение редуктора
Задаем тогда передаточное отношение редуктора
7.Передаточные числа первой и второй ступени редуктора.
Для данной схемы рекомендуемое передаточное число цилиндрической передачи задаем
8.Вращающие моменты на валах.
8.1.Выходной вал привода
8.2.Тихоходный вал редуктора
8.3.Промежуточный вал редуктора
8.4.Быстроходный вал редуктора
9.Частота вращения валов.
9.1.Быстроходный вал редуктора
9.2.Промежуточный вал редуктора
9.3.Тихоходный вал редуктора
9.4.Выходной вал привода
Расчет цилиндрической передачи 1-ой быстроходной ступени
Параметры с индексом 1 относятся к шестерне а с индексом 2 к колесу передачи.
2.Выбор материалов шестерни и колеса.
Улучшение + закалка ТВЧ
Закалка + средний отпуск
За расчетную твердость принимаем минимальное значение твердостей поверхностей зубьев: H1=40HRC H2=248HB.
3.Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений
Для шестерни с поверхностной закалкой ТВЧ
Для колеса термообработанного до H2350HB
4.Базовое число циклов перемены напряжений соответствующее длительному пределу выносливости.
где H2=248 H1=40HRC=375HB
5.Эквивалентное число циклов перемены напряжений.
где Kрев=05 - коэффициент учитывающий влияние часто реверсивного характера работы передачи на число циклов перемены напряжений для одной стороны зубы в нереверсивных передачах Kрев=1;
n-частота вращения зубчатого колеса;
С=1 - число зацеплений за один оборот зубчатого колеса;
t=3000ч - срок службы передачи;
t1t=0.15 t2t=0.45 t3t=0.4 x2=0.6 x3=0.2 - из циклограммы нагружения (п.1.2.6.).
Для шестерни n=n1=275мин-1
Для колеса n2=1425мин-1 т.к. то
6.Коэффициент долговечности
- поверхностное упрочнение
- однородная структура
Минимальное принимаемое значение [KHL]min=1
7.Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений.
8.Допускаемые напряжения для обеспечения контактной выносливости.
где SH2=11 - коэффициент безопасности для однородной структуры материала;
SH1=12 - коэффициент безопасности при поверхностном упрочнение зубьев;
ZR=095 - коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев при Ra=16мкм для рекомендуемой 8-й степени точности;
ZV=1 - коэффициент учитывающий окружную скорость при V5мс;
Для косозубой передачи в качестве допустимого контактного напряжения [H] принимается условное допустимое контактное напряжение.
Далее в расчетах используем .
9.Проектировочный расчет из условия контактной выносливости.
9.1.Межосевое расстояние.
где Ka - вспомогательный коэффициент равный 430 для косозубых и шевронных передач со стальными колесами;
- коэффициент ширины редукторных зубчатых колес(bw - ширина зацепления).
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине контактной линии зуба.
9.2.Модуль зацепления
Для обеспечения изгибной прочности с учетом высокихи реверсивного характера нагружения принимаем стандартное значение m=1.5мм.
9.3.Угол наклона зуба .
Предварительно принимаем
9.4.Числа зубьев колес.
Суммарное число зубьев передачи
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточное отношение.
9.5.Фактический угол наклона зубьев.
9.6.Основные размеры зубчатых колес.
Рабочая ширина зубчатого венца
Ширина зубчатого венца шестерни
Диаметры делительных окружностей колес
межосевое расстояние
диаметры вершин зубьев колес
9.6.1.диаметры впадин зубьев колес
9.7.Коэффициенты перекрытия передачи
9.7.1.коэффициент торцевого перекрытия
9.7.2.коэффициент осевого перекрытия
10.Окружная скорость колес
11.Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.
11.1.Коэффициент нагрузки для контактных напряжений
где - выбирается по пункту 3.9.1. при
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении.
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между одновременно работающими парами зубьев
11.2.Расчетные контактные напряжения
где - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
где -основной угол наклона зуба;
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
Допускается недогрузка до 15% а перегрузка до 5%.
12.Допускаемые предельные контактные напряжения
13.Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
14.Расчет зубьев на выносливость при изгибе
14.1.Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений
14.2.Эквивалентное число циклов перемены напряжений
- показатель степени;
14.3.Коэффициент долговечности
где - базовое число циклов перемены напряжений.
- поверхностное упрочнение. Принимаем так как
- твердость H350HB. Принимаем так как .
14.4.Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений
где - коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.
14.5.Допускаемые напряжения при расчете на изгибную выносливость зубьев
где - коэффициент безопасности;
коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес и ответственность зубчатой передачи.
- коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатых колес;
- прокат; - поковка.
14.6.Коэффициент нагрузки изгибных напряжения
где -коэффициент учитывающий динамическую нагрузку по длине зуба.
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
где n - степень точности изготовления.
14.7.Расчетное напряжения на переходной поверхности зуба
где - окружная сила;
и - коэффициенты учитывающие форму зуба принимаются в зависимости от их эквивалентного числа зубьев
- коэффициент учитывающий наклон контактной линии к основанию зуба;
15.Допускаемые предельные напряжения при изгибе зубьев
Для шестерни H1>350HB
16.Расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
17.Составляющие силы в зацеплении
17.1.1.окружная составляющая
17.1.2.радиальная составляющая
17.1.3.осевая составляющая
Расчёт цилиндрической зубчатой передачи 2-ой тихоходной ступени
Для колеса термообработанногодо H2350HB
Для шестерни n=n2=275мин-1
Для колеса n3=84мин-1 т.к. то
Для обеспечения изгибной прочности с учетом высокихи реверсивного характера нагружения принимаем стандартное значение m=2.5мм.
9.7.3.коэффициент осевого перекрытия
Расчет цепной передачи.
1.Исходные данные. Параметры с индексом 1 относятся к ведущей звездочке а с индексом 2 к ведомой звездочки цепной передачи
Т1 = Т т.в.= 19334 Нм;
2.Выбираем приводную роликовую однорядную цепь ПР по ГОСТ 13568-75
3.Коэффициенты условия монтажа и эксплуатации передачи.
Кэ = Кд Ка Кн Кр Ксм Кп;
В соответствии с исходными данными принимаем:
Кд = 1.25 (передача с умеренными ударами);
Ка = 1 (так как следует принимать а = (30 50)t);
Кн = 1 (так как угол наклона цепи 0о);
Ксм = 1.4 (смазывание цепи периодическое);
Кп = 1 (работа в одну смену).
Следовательно Кэ = 1.25 1 1 125 14 1 = 219.
4.Числа зубьев звездочек
а) ведущей звездочки
Z1 = 31 2 Uцеп = 26 принимаем Z1 = 28
б) ведомой звездочки
5. Ориентировочное допустимое давление в шарнирах цепи
По (3 табл 7.18) для n1= 84 мин-1 значение для среднего шага цепи
[Р]* = 25.4 1.11 = 28.19 МПа
6. Шаг однорядной цепи.
q = 2.6 Аоп = 17907
9. Проверяем цепь по двум показателям:
а) по частоте вращения. Для цепи с шагом tT = 25.4
[n1] = 800 мин-1 ; n1 = 84 мин-1.
б) по давлению в шарнирах. По (3 табл. 7.18) для выбранной цепи при n1 = 84 мин-1 табличное значение [P]T = 29 МПа. А с учетом принятого числа зубьев Z1 = 28 допускаемое давление.
[P] = [P]T [1 + 0.01(Z1 – 28)] = 32.19
Расчетное давление в шарнирах
10. Усилие от провисания цепи.
Кf = 6 при горизонтальном расположении
А = 40 t = 40 25.4 = 1020 м.
Ff = 9.81 Kf q a = 9.81 6 2.6 1.02 = 156.09
11. Усилие от центробежной силы.
Fv = q V2 = 2.6 0.992 = 2.54
12. Расчетная нагрузка на валы.
FB = Fц = Ft + 2 Ff = 1731.18 + 2 156.09 = 2043.3
13. Коэффициент запаса прочности цепи.
номинальный коэффициент запаса прочности цепи с tT = 25.4 мм по (3 табл. 7.19) [S] = 76.
14.1. Суммарное число зубьев.
Z = Z1 + Z2 = 28 + 70 = 98
14.3. Число звеньев цепи.
Lt = 2 at + 0.5 Z + = 2 40 + 0.5 98 + = 130.11. Округляем до 130.
14.4. Уточняем межосевое расстояние.
a = 0.25 t [Lt – 0.5 Z + ] =
= 0.25 25.4 [130 – 0.5 98 + ]= 1014.095
14.5. Диаметр делительных окружностей ведущей звездочки
14.6. Диаметр делительной окружности ведомой звездочки.
14.7. Наружный диаметр ведущей звездочки
14.8. Наружный диаметр ведомой звездочки
14.9. Диаметры окружности впадин ведущей звездочки
di1 = dd1 – 1.005 dp- 0.1 = 210.74
14.10. Диаметры окружности впадин ведомой звездочки
di2 = dd2 – 1.005 dp- 0.1 = 550.08
14.11. Радиусы закругления боковых поверхностей
r3 = 1.7 dp = 1.7 15.88 = 26.996 мм
Н = 0.8 dp = 0.8 15.88 = 12.704 мм
b1 = 0.93 BBH – 0.15 = 0.93 15.88 - 0.15 = 14.61 мм
Dc1 = t ctg( – 1.3 h = 194.86
Проэктрый расчет валов выбор подшипников и разработка конструкции редуктора и привода.
2.Выбор диаметров валов
Рекомендации по выбору []
[]I = 20 .28 МПа для расчетных точек 128 и 12 валов.
[]I = 10 .15 МПа для расчетных точек 3 .7 валов.
2.1.Быстроходный вал редуктора.
Так как эта часть входного вала соединяется с валом двигателя то разница их диаметров выбирается с учетом диаметром отверстий соединительной муфты.
d1 = (0.8 1.0) * dв.д. = 192 24.
принимаем с учетом диаметров отверстий для соединительных муфт d1 = 22 мм.
d м2 = d1 + (2 6)мм = 22 + 3 = 25 мм
df1 – 7 * m1 = 21 – 7*1.5 = 10.5 мм
2.2.Промежуточный вал редуктора.
df2 – 7 * m1 = 12147 – 105 = 11094 мм.
Следовательно зубья шестерни нарезаются непосредственно на промежуточном валу.
Выбор диаметров под подшипниками на участках 10.
dп10 = d4 – (1 10) мм = 25мм
так как материал шестерен передач обычно имеет прочность более высокую чем сталь 45. То можно принять
2.3.Тихоходный вал редуктора
Принимаем dп7 = dп11 = 45 мм
Тогда d6 = dп7 + (0 5)мм = 50мм
3.Выбор подшипников валов редуктора.
3.1.Входной вал редуктора
Принимаем два радиально упорных конических роликоподшипника
5 имеющих по таблице [3 табл. П7]
d=25мм. D=52мм.. B=15мм.
С=14 кН. С0=6.95 кН.
С - грузоподъемность динамическая.
С0 – грузоподъемность статическая.
1.1.Промежуточный вал редуктора.
d=25мм. D=52мм. B=15мм.
1.2.Тихоходный вал редуктора.
Принимаем два шариковых радиальных однорядных роликоподшипника
7 имеющих по таблице [3 табл. П7]
d=35мм. D=72мм. B=17мм.
С=25.5 кН. С0=13.7 кН.
Зазор между вращающимся колесом и стенкой корпуса
Зазор между вращающимися колесами
Зазор между вершиной зуба колеса и корпусом
Расстояние от оси вращения шестерни до стенки корпуса
P4 = 0.5*52+(4 8) = 30 34
Расстояние от торца корпуса под крышку подшипника и осью звездочки
Расстояние от дна корпуса до выступов колеса (от объема масла)
Расстояние между стаканом опоры вала и стенкой редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
Толщина нижнего пояска корпуса
Толщина пояска (фланца) корпуса и крышки редуктора
Толщина корпуса или крышки под опору подшипника
Диаметр фундаментных блоков
D1 = 0.06 aw + (6 10) = 5.1 + 8.9 = 14 мм
Диаметр болтов у подшипников
D2 = (0.7 0.8)d1 = 10
Диаметр болтов соединяющих пояски корпуса и крышки редуктора
D3 = (0.8 1.0)d2 = 8
Расчет третьего вала редуктора.
1.Составляющие силы от цепной передачи на вал
Вертикальная составляющая.
Горизонтальная составляющая.
2.Реакции опор от сил в зацеплении и от цепной передачи.
17.9 + 1148.9 + 2043.3 – 5710.15 = 0
Реакции найдены правильно.
1.9 - 2967.4 + 0 + 2005.5 = 0
3.Результирующие радиальные реакции в опорах
Внешняя осевая сила действует в направлении опоры С подшипники установлены враспор.
Так как в опорах использованы радиальные подшипники то составляющих SD и SC от радиальных нагрузок на опоры нет.
Построение эпюр изгибающих моментов.
Сечения D и И: MDZ = 0; MИZ = 0.
Сечения D и И: MDY = 0; MИY = 0.
4.Суммарные изгибающие моменты в сечениях VI VII.
5.Расчет подшипников тихоходного вала на заданный ресурс.
Так как в двух опорах установлены одинаковые подшипники расчет производим только подшипника опоры С которая воспринимает наибольшие нагрузки.
Эквивалентная радиальная нагрузка RE = (X*V*Rr+Y*Ra)*Kб*Кт
Где V=1. КТ = 1. КБ = 15.
Rrc = 4769.9H; Rac = 1075.4H;
Подшипник №207 имеет:
d = 35мм;D = 72мм.B = 18мм.
Сr = 25500 H; Ca = 13700 H;
Отношение Этой величине [3 табл 71] соответствует e = 0.28
Следовательно по табл. 71[3] X = 1 и Y = 0.
REC = (X*V*Rr+Y*Ra)*Kб*Кт = (1*1*4769.9+0*1075.4)*1.5*1 = 7154.85
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Pc = REC * =7154.85 * 0.63 = 4509.7 H
Расчетная долговечность подшипника с вероятность безотказной работы 90%.
Ресурс подшипников при назначенном диаметре выше заданного. Необходимо также убедится в прочности шпоночных соединений.
В сечении VI-VI шпонка 12X8X33 ГОСТ 23360-78 из чистотянутой стали 45
Х35 ГОСТ 23360-78 из чистотянутой стали 45
Проверочный расчет вала на прочность.
Диаметры основных сечений вала назначены на основании проектировочных расчетов.
Материал сталь 40Х улучшенная для этого материала:
В учебном проектировании необходимо рассчитывать вал только в двух сечениях самом тонком и самом нагруженном. По эпюрам нагружения самым нагруженным является сечение VI а самым тонким VIII.
Коэффициент запаса по пределу текучести.
Расчет на сопротивление усталости.
условие выполняется следовательно расчет на усталостную прочность не требуется (4 с. 440)
В сечении VIII-VIII одноосное напряжение состояния. Поэтому производим расчет на сопротивление усталости.
Источник концентрации один – шпоночная канавка
Библиографический список
Мещерин В.Н. Абрамов В.Н. Методические указания и задания к курсовому проектированию на тему «Привод конвейера». – МГСУ 2009
Мещерин В.Н. Абрамов В.Н. Методические указания к расчету зубчатых цилиндрических передач для студентов факультета механизации и автоматизации
строительства. – МГСУ 1994
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – Машиностроение 1987.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – Академия 2007.

Колесо зубчатое.dwg

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
* Размеры обеспечиваются инструментом
Общие допуски по ГОСТ 30893.2 mK
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Механизация строительства