Редуктор одноступенчатый косозубый цилиндрический курсовой проект

ПЗ.doc

Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи цепную или ремённую передачу.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые червячные или зубчато- червячные) число ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.) тип зубчатых колёс (цилиндрические конические цилиндрическо - конические) относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные вертикальные) особенности кинематической схемы (развёрнутая соосная с раздвоенной ступенью).
Кинематический расчёт привода
Рис. 1 Кинематическая схема привода цепного конвейера: 1- двигатель 2 - плоско ремённая передача 3 – цилиндрический редуктор 4 - упругая муфта 5 - ведущая звёздочка конвейера 6 - тяговая цепь
Определяю требуемую мощность электродвигателя на основании исходных данных:
N=: (Вт) [Л.1] – стр. 8
где F – тяговая сила цепи (кН)
– скорость тяговой цепи (мс)
общ – общее КПД привода
общ = рем зуб муф 3подш [Л.1] – стр. 8
где рем = 097 - КПД ремённой передачи
зуб = 097 - КПД зубчатой пары
муф = 098 - КПД муфты
подш = 099 – КПД подшипников
общ = 0970970980993=09
Рассчитываем частоту вращения вала звёздочки:
принимаем диаметр звёздочки Dзв=200 мм
1 Подбор электродвигателя
Из таблицы выбираем ближайший по мощности электродвигатель с повышенным пусковым моментом:
Выбираем электродвигатель серии АОП2-41-6
Определяю передаточное отношение привода:
UОБЩ = [Л.1] – стр. 8
где n = 955 обмин - чистота вращения электродвигателя
nP = 6210 обмин - частота вращения звёздочки
Принимаем передаточные числа:
UЗП = 5 - передаточное число зубчатой передачи
UРЕМ = 3 - передаточное число ремённой передачи
UПОЛУЧ = UРЕМ UЗП = 35 = 15
Отклонение от заданного:
2 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах
Вращающий момент на электродвигателе:
а) МЭЛ= [Л.2] – стр. 8
где wЭЛ - угловая скорость электродвигателя (радс)
NЭЛ = 3000 Вт – мощность электродвигателя
wЭЛ = [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на ведущем валу открытой передачи:
МЭЛ =М1 (Нм) [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на ведомом валу открытой передачи:
М2= М1UРЕМ=30013 =9003 Нм [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на шестерне редуктора:
М3= М2 (Нм) [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на колесе редуктора:
М4= М3 UЗП=90035=45015 Нм [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на валу конвейера:
М5= М4 (Нм) [Л.2] – стр. 8
МЭЛ UОБЩ = М5 (Нм) [Л.2] – стр. 8
011538 = 4615 Нм = 45015 Нм
Последовательность соединения электропривода по кинематической схеме:
N1 = Nдв hОП · hПК =288
N2 = N1 · hЗП · hПК = 277
NРМ = N2 · hM · hПК = 268
Частота вращения n обмин
n1 = nНОМ uОП = 31833
wНОМ = p nНОМ 30 = 9996
w1 = wНОМ uОП = 3332
Вращающий момент M Нм
МДВ = NДВ wНОМ =3001
М1 = МДВ uРМ hПК = 8912
М2 = М1 uЗП hЗП hПК =42790
МРМ = М2hМhПК = 41514
Расчёт открытой передачи
Ремень нормального сечения
Межосевое расстояние
Угол обхвата малого шкива
Диаметр ведущего шкива
Диаметр ведомого шкива
Начальное напряжение
Сила давления ремня на вал
Расчёт плоско ремённой передачи
Передача предназначена для привода ленточного конвейера работа в одну сторону нагрузка постоянная.
Диаметр меньшего шкива определяем по формуле:
принимаем диаметр меньшего шкива по ГОСТ 17383-73 равный D1 = 180 мм
Диаметр ведомого шкива с учётом относительного скольжения = 001 определяем по формуле:
принимаем диаметр ведомого шкива по ГОСТ 17383-73 равный D2 = 560 мм
Определяем окружную скорость ремня:
Если получается меньше 10 мс то рекомендуется увеличить диаметры шкивов на порядок по ГОСТ 17383-73.
Уточняем передаточное отношение:
Расхождения с заданным меньше 1% (при допускаемом до 3%).
Определяем скорость ремня:
Допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения ремня):
при отношении принимаем значение k0 = 225 Нмм2 = 225 МПа
Коэффициент C0 учитывает расположение передачи. Для горизонтальных и наклонных до 60° передач значение C0 = 1.
Коэффициент Сα учитывает влияние угла обхвата . Так как зависит от межосевого расстояния a то следует предварительно определить а – его принимают равным удвоенной сумме диаметров шкивов:
а = 2(D1+D2) = 2 (200+630) = 2 910 = 1660 мм [Л.1] – стр. 62
Угол обхвата на малом шкиве:
Сα = 1 – 0003(180-) = 1-0003(180-1644) = 1-005 = 095
Коэффициент СР учитывает условия эксплуатации передачи и равен
Коэффициент С учитывает влияние скорости :
С = 104-000042 = 104-00004100 = 104-004 = 1
Допускаемое удельное окружное усилие определяем по формуле:
Определяем необходимую площадь поперечного сечения ремня b в зависимости от окружного усилия Р и величины допускаемого полезного напряжения [k] то есть от величины допускаемого удельного окружного усилия отнесённого к площади поперечного сечения ремня. Определяем по формуле:
b = мм2 [Л.1] – стр. 63
Подбираем размер поперечного сечения ремня по таблице 5.1 типа В:
из условия следует что толщина ремня должна быть не больше
число прокладок толщиной 125 мм (без прослоек) не больше 3.
Принимая во внимание что с уменьшением толщины ремня его долговечность увеличивается выбираем ремень типа В с тремя прокладками и толщиной:
Ширина такого ремня:
Площадь поперечного сечения ремня:
Расчёт длины ремня:
Число пробегов ремня в секунду:
Расчёт долговечности Т ремня основан на анализе кривых скольжения описываемых уравнением:
Здесь NБАЗ = 107 – базовое число циклов; N - суммарное число за весь расчётный срок службы ремня: N = 36002 Сi – коэффициент учитывающий влияние передаточного отношения: при Ci = 1÷2. После подстановки N в вышеприведённое уравнение получил формулу для определения долговечности ремня ч:
Для плоских прорезиненных ремней y = 7 Нмм2 = 7 МПа.
Максимальное напряжение возникающее в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра:
max = 1 + И + [Л.1] – стр. 64
где Нмм2 = 28 МПа [Л.1] – стр. 64
где о – напряжение от предварительного натяжения о = 18 Нмм2 = =18 МПа
Напряжение изгиба при огибании меньшего шкива:
Нмм2 = 318 МПа [Л.1] – стр. 64
где Е – модуль упругости 0 200 Нмм2 200 МПа
Напряжение от центробежных сил:
= ρ 2 10-6 = 1100 102 10-6 = 011 Hмм2 = 011 МПа [Л.1] – стр. 65
где ρ – плотность ремня для прорезиненных и кожаных ремней
ρ 1100 кгм3 в мс множитель 10-6 введён для того чтобы выразить в Нмм2 (МПа).
Найдя все значения для определения максимального напряжения возникающее в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра будет равно:
max = 28 + 375 + 011 =666 Hмм2 = 666 МПа [Л.1] – стр. 65
Сi = 15 и u = 215c-
Долговечность ремня:
Предварительное натяжение каждой ветви:
So = o b = 18 150 = 18 150 = 270 H [Л.1] – стр. 66
Натяжение ведущей ветви:
S1 = [Л.1] – стр. 66
Натяжение ведомой ветви:
S2 = [Л.1] – стр. 66
Проверяем окружное усилие:
Р = S1 - S2 = 420 – 120 = 300 Н [Л.1] – стр. 66
Максимальное начальное натяжение принимают в 15 раза больше Qmax =5346 15 = 802 Н
Расчёт зубчатых колёс редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 термическая обработка – улучшение твёрдость НВ230 для колеса сталь 45 термическая обработка – улучшение но твердость на 30 единиц ниже – НВ200.
Допускаемые контактные напряжения зубьев:
[ ]Н = [Л.1] – стр. 185
где dН lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев НВ 350 и термообработкой (улучшение).
dH limb=2HB+70 ( Н мм2 ) или (МПа)
KHL – коэффициент долговечности: при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимают равным KHL = 1; [n]H =115.
Допускаемое напряжение по колесу:
Вращающийся момент на валу шестерни:
M1 = 9893 Нм = 8912103 Нмм
Вращающийся момент на валу колеса:
M2 =42790 Нм = 42790103 Нмм
Принимаем КН = 105 – коэффициент нагрузки.
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ba=04
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
выбираем ближайшее стандартное значение а = 200 мм
Определяем нормальный модуль зацепления:
mn = (001 ÷ 002 ) aw =(001 ÷ 002) 200 = 2 ÷ 4 мм [Л.1] – стр. 186
принимаем среднее значение модуля зацепления равный mn=25 мм
Примем предварительный угол наклона зубьев b = 10° и определим число зубьев шестерни и колеса:
z1= [Л.1] – стр. 186
Число зубьев шестерни:
z2 = z1U = 265 = 130 [Л.1] – стр. 186
Уточненное значение угла наклона зубьев:
cosb = [Л.1] – стр. 186
Основные размеры шестерни и колеса.
Диаметр шестерни делительный:
d1 = mn z1 cosb = 6655 мм [Л.1] – стр. 186
Диаметр колеса делительный:
d2 = mn z2cosb = 33345 мм [Л.1] – стр. 186
aw = (d1 + d2) 2 = 6655+33345 2 = 200 мм [Л.1] – стр. 186
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2mn = 6655 + 2 25 = 7155 мм [Л.1] – стр. 186
da2 = d2 + 2mn = 33345 + 2 25 = 33845 мм [Л.1] – стр. 186
b2 = yba aw = 0.4 200 = 80 мм [Л.1] – стр. 186
b1 = b2 + 5 =80+5= 85 мм [Л.1] – стр. 186
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ybd = b1 d1 = 856655= 1275 [Л.1] – стр. 186
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
= ( w1 d1 ) 2 = (3331 6655 ) 2 103 = 111 мс [Л.1] – стр. 187
при такой скорости принимаю 9 -10 степень точности.
Коэффициент нагрузки:
КН = КН КНα · КН [Л.1] – стр. 187
Значение КН даны в таблице 3.5; при ybd = 1275 твёрдости ≤ НВ350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи КН 1155
По таблице 3.4 при = 111 мс и 9 степени точности КНα 116
По таблице 3.6 для косозубых колёс при ≤ 5 мс имеем КН 10
КН = 1155 116 · 10 = 134
Проверка контактных напряжений:
= 24885 Нмм2 = 24885 МПа [Л.1] – стр. 187
885 Н мм2 (МПа) [d]Н = 408 Н мм2 (МПа)
Силы действующие в зацеплении.
Ft = 2 M1 d1 = 2 8912 103 6655 = 2670 H [Л.1] – стр. 187
Fr = Ft ( tg cosb ) = 2670 ( 0.36 0.98 ) = 91814 H [Л.1] – стр. 187
Fa = Ft tgb = 2670 022 = 21736 H [Л.1] – стр. 187
Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба:
F2 = ( P Kf YF Yb KFa ) ( b2 mn ) [ d ] F2 [Л.1] – стр. 187
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFb KF
По таблице 3.7 при ybd = 1275 ≤ НВ350 и несимметричном расположении колёс относительно опор KFb 133.
По таблице 3.8 определяем KF 13.
Таким образом коэффициент KF = 133 13 = 173
YF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям зависящий от эквивалентного числа зубьев z:
Zu1 = z1 cos3 b = 26 09753 = 28 [Л.1] – стр. 187
Zu2 = z2 cos3 b = 130 09753 = 140 [Л.1] – стр. 187
При этом YF1=384 YF2=360
Допускаемое напряжение изгиба:
[s]F = s°Fl [Л.1] – стр. 188
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твёрдости НВ350 s°FlimB = = 18HB.
Для шестерни s°FlimB = 18 230 = 415 Н мм2 (МПа)
Для колеса s°FlimB = 18 200 = 360 Н мм2 (МПа)
[ n ] F = [ n ] F [ n ] F² - коэффициент запаса прочности где
[ n ] F = 1.75 ; [ n ] F² = 1 следовательно [n]F = 175
Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни [ s ] F1 = 415 175 = 237 Н мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
для колеса [ s ] F2 = 360 175 = 206 Н мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
Находим отношения [ s ] F YF:
для шестерни 237 384 = 62 Н мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
для колеса 206 384 = 57 Н мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
Определяем коэффициенты Yb и KFa [Л.1] – стр. 188
Yb = 1 - b° 140 = 0.91
для средних значений коэффициента торцевого перекрытия
Еa = 15 и 8-й степени точности KFa = 075
Проверяем прочность зуба колеса:
dF2 = = 56 Н мм2 (МПа)
Условие прочности выполнено.
Проектный расчёт валов редуктора
Силы в зацеплении закрытой передачи.
Цилиндрическая косозубая
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t]к = 20 МПа
Первая ступень (по элемент открытой передачи) определяем по формуле:
d1 =мм [Л.1] – стр. 188
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 28 мм
длина первой ступени под шестерню:
l1 = (1 - 1.5 ) d1 = 15 28 = 42 мм [Л.2] – стр. 15
Вторая ступень под уплотнением крышки с отверстием и подшипник:
d2 = d1 + 2t + 1 = 28 + 222 + 1 = 334 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем t = 22
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 35 мм
длина второй ступени под вал шестерни:
l2 = 15 d2 = 15 35 = 525 мм [Л.2] – стр. 15
Третья диаметр третьей ступени по шестерню:
d3 = d2 + 3.2 r = 35 + 32 25 = 43 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем r = 25 мм
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 42 мм
длина третьей ступени l3 – определяем графически по эскизной компоновке.
Четвёртая ступень под подшипник определяется по исходным данным:
d4 = d2 = 35 мм [Л.2] – стр. 15
l4 = В – для шариковых подшипников
l4 = Т – для роликовых конических подшипников
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t]к=20Нмм
Первая ступень под муфту:
d1= мм [Л.2] – стр. 15
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 48 мм
длина первой ступени:
l1= 1.5 d 1 = 15 48= 72 мм [Л.2] – стр. 15
Выходной конец вала соединён с муфтой.
Муфту выбирают по диаметру вала и по величине расчётного момента (MP):
Мр = k МНОМ ≤ [M] [Л.1] – стр. 170
где k – коэффициент учитывающий эксплуатационные условия значение его приведены в табл. 9.3 и он равен k = 13
МНОМ – номинальный вращающий момент на ведомом валу редуктора (Нм)
[M] – допускаемый момент муфты (Нм)
Мр = 13 428= 5564 Нм
Выбираем муфту упругой втулочно-пальцевую (МУВП)
диаметр вала муфты d = 50мм
Основные размеры муфты: D = 190 мм L = 226 мм l = 110 мм.
d2 = d1 + 2t +1=48+228+1 = 546 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем t = 28
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 55 мм
l2 = 125 d2 = 125 55 = 6875 мм [Л.2] – стр. 15
Определяем диаметр вала третьей ступени под колесо:
d3 = d2 + 32 r = 55 + 32 3 = 646 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем r = 3 мм
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 65 мм
l3 – определяем графически по эскизной компоновке
Четвёртая ступень под подшипник определяем по исходным данным:
d4 = d2 = 55 мм[Л.2] – стр. 15
l4 = В – для роликовых подшипников
Предварительный выбор подшипников качения:
принимаем подшипник 307
d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм ; r = 25 мм;
динамическая грузоподъёмность С = 257 кН
статическая грузоподъёмность с0 = 176 кН
принимаем подшипник 311
d = 55 мм; D = 120 мм; В = 29 мм ; r = 3 мм;
динамическая грузоподъёмность С = 549 кН
статическая грузоподъёмность с0 = 418 кН
1 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
d = 0025 aw + 1 = 0025 200 + 1 = 6 мм [Л.1] – стр. 190
d1 = 002 aw + 1 = 002 200 + 1 = 5 мм[Л.1] – стр. 190
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхний пояс корпуса и пояса крышки:
b = 15 d = 12 мм[Л.1] – стр. 190 b1 = 15 d1 = 12 мм[Л.1] – стр. 190
нижний пояс корпуса:
р = 235 d = 235 8 = 19 мм[Л.1] – стр. 190
d1 = ( 003 ÷ 0036 ) a + 12 = 18 ÷ 192 мм[Л.1] – стр. 190
принимаем болты с резьбой М20
Крепящие крышку к корпусу у подшипников:
d2 = ( 07 ÷ 075 ) d1 = 14 ÷ 15 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем болты с резьбой М16
Соединяющие крышку с корпусом:
d3 = ( 05 ÷ 06 ) d1 = 10 ÷ 12 [Л.1] – стр. 190
принимаем болты с резьбой М12
2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом её размеры:
d1 = 6655 мм[Л.1] – стр. 190
da1 = 7155 мм[Л.1] – стр. 190
b1 = 85 мм[Л.1] – стр. 190
d2 = 33345 мм[Л.1] – стр. 190
da2 = 33845 мм[Л.1] – стр. 190
b2 = 80 мм[Л.1] – стр. 190
dст = 16 d3 = 16 65 = 104 мм [Л.1] – стр. 190
lст = (12 ÷ 15) d3 = 78 ÷ 975 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем lст = 80мм
d = ( 25 – 4 ) mn = 625 ÷ 10 принимаем 10 мм[Л.1] – стр. 190
С = 03 · b2 = 03 80 = 24 м [Л.1] – стр. 190
3 Проверка долговечности подшипников
Fr1= 98814 H da12 Fa1
Определяем реакции подшипника
Вертикальная плоскость:
Fоп lоп - Fr1 l1 + Rby 2l1 - Fa1 da1 2 = 0
Fоп ( lо п + 2l1 ) + Fr1 l1 - Ray 2l1 - Fa1 da1 2 =0
-Fоп + R ay + Rby - Fr1 = 0
-5346 + 1187691+ 335048 – 98814=0
Горизонтальная плоскость:
Raх = Rbх = Ft12 = 26702 = 1335 Н
Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов:
М2 = -Fоп lоп = -5346 55 = -29 Нм
М3СЛ = -Fоп ( lоп + l1 ) + Ray l1 = -657558+ 80762988 = 15 Нм
М3СПР = -Rby l1 = -335048 68 = 23 Нм
M3 = -Rax l1= -1335 68 =-91Нм
Определяем крутящий момент:
Определяем суммарные радиальные реакции:
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
Проверка долговечности подшипника:
Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре
Fr1 ( Rа) = 178685 H
Обозначение подшипника 307
d = 35мм; D = 80 мм; B = 21мм; r = 25 мм; C = 257 кН; C0 = 176 кН;
эквивалентная нагрузка
РЭ =(Х V Fr1 + Y Fa1 ) = 0 [Л.1] – стр. 195
Fa1 = 21736 H; V = 1; Kб = 1; Кт = 1;
эта величина соответствует е 023
РЭ = ( 1 1 178685 + 0 21736 ) 1 1 = 178685 Н
Расчёт на долговечность млн. об.:
Принимаем что [L] = 1000 млн. об.
73млн. об. > 1000 млн. об.
Условие выполняется значит подшипник подобран правильно.
Ft2= 2670 HRcx Fr2RDX
Fr2 l2 - RDY 2l2 + Fa2 da2 2 = 0
RDY = ( Fr2 l2 + Fa2 da2 2 ) 2l2 = 7461H
- Fr2 l2 + RCY 2l2 + Fa2 da2 2 =0
RCY = ( Fr2 l2 - Fa2 da2 2 ) 2l2 = 24213 H
- RCY – RDY + Fr2 = 0
- 24213 - 7461 + 98814=0
-Ft2 l2 +RDX 2l2 –FM (2l2 + l3) = 0
RDX = Ft2 l2 + FM (2l2 + l3) 2l2 = 539068 H
-RCX 2l2 + Ft2 l2 – FM l3 = 0
RCX = Ft2 l2 – FM l3 2l2 = -13496 H
-Rcx + Ft2 – Rdx + Fm = 0 -(-13496) + 2670 – 539068 + 258572 =0
М2CЛ = -RCY l2 = - 24213 73 = 176755 Нмм = 1768 Нм
М3СЛ = Fr2 l2 - RCY 2l2 = 7213422 – 3535098 = 368 Нм
М2СПР = RDY l2 = 7461 73 = 544653 Нмм = 5446 Нм
M2СЛ = RСХ l2= -13496 73= - 98521 Нмм =-985 Нм
M2CПР = - RDХ l2 - FM (l3 + l2)= - 41937684 Нмм =- 41938 Нм
M3СЛ = FM l3= 258572 83= 21461476 Нмм = 21461 Нм
Обозначение подшипника 311
d = 55мм; D = 120 мм; B = 29 мм; r = 3 мм; C = 549 кН; C0 = 418 кН;
Эквивалентная нагрузка
Fa2 = 21736 H; V = 1; Kб = 1; Кт = 1;
этой величине соответствует е 01
отношение следовательно
РЭ = 544239 1 1 1 = 544239 Н
Расчёт на долговечность млн. об.
Принимаем что [L] = 650 млн. об.
2632 млн. об. > 650 млн. об.
Расчёт шпоночного соединения
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Выбираем шпонки призматические с закруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок пазов и длины по СТ СЭВ 189-75.
Напряжение смятия и условие прочности:
(Мпа) [Л.1] –стр.200
Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице []СМ = 100 – 120 Нмм2 (МПа).
d = 28мм – диаметр вала
b x h = 8 x 7 мм – ширина и высота шпонки
t = 4 мм – глубина паза
l = 32мм – длина шпонки
Момент на ведущем валу:
Условие выполняется.
Из двух шпонок под зубчатым колесом и под полумуфтой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).
Проверяем шпонку под муфтой:
Момент на ведомом валу:
Уточнённый расчёт валов
Считаем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициента запаса прочности n для опасных сечений в сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]. Прочность соблюдена при n ≥ [n].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого вала.
материал вала тот же что для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом) то есть сталь 45 термообработка – улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм среднее значение = 780 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
= 335 МПа [Л.1] – стр. 201
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
= 193 МПа [Л.1] – стр. 201
Сечение А-А. В этом сечении при передача вращающего момента от электродвигателя к ремённой передаче возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности:
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При d = 28 мм; b = 8 мм; t1 = 4 мм
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его ремённой передачей с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
материал вала – сталь 45 нормализация .
Пределы выносливости
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k = 157 и k = 147; масштабный фактор = 073; коэффициенты 014 и 01.
Крутящий момент: М2 = 42790 103 Нмм
Суммарные изгибающие моменты в сечении А-А
МА-А = М2 = 4229 103 Нмм
Момент сопротивления кручения ( d = 65 мм; b = 18 мм; t1 = 7 мм )
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
принимаем среднее напряжение m = 0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Коэффициент запаса прочности достаточный.
Выбор смазочных материалов
Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса который обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны Vм определяем из расчёта 08 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Определяется по формуле:
где q = 08 - объём масла на 1 кВт передаваемой мощности
N = 3 кВт – мощность двигателя в кВт
Vм = 08 × 3 = 24 л.
По таблице 8.8 устанавливаем вязкость масла при скорость 111 мс рекомендуемая вязкость v = 118 сСт; По таблице 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.
Смазка для подшипников:
Подшипники смазываем пластичной смазкой которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки –УТ-1 ГОСТ 1957-73 (т 7.15)
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно отчищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100°с;
в ведомый вал закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшпники предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основании 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 на ведомый вал надевают распорное кольцо в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор (подсчитанный).
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают звёздочку и закрепляют её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жазловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатываю и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
[Л.1] – Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов С.А. Чернавский Г. М. Ицкович К. Н. Боков и др. – М.: Машиностроение 1980. – 351 с. ил.
[Л.3] – Дунаев П.Ф. Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для тех. Спец. вузов. – 7-е изд. испр. – М.: Высш. шк. 2001. – 447 с.: ил.
[Л.4] – Эрдеди А.А. Эрдеди Н.А.
Детали машин: Учеб. Для машиностр. спец. сред. проф. учеб. заведений. – 2-е изд испр. и доп. – М.: Высш. шк.; Изд. центр “Академия”. 2001. – 285 с.; ил.
Кинематический расчёт привода 4
1 Подбор электродвигателя 6
2 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах 7
Расчёт открытой передачи 9
Расчёт зубчатых колёс редуктора 16
Проектный расчёт валов редуктора и выбор подшипников 22
1 Конструктивные размеры корпуса редуктора 27
2 Конструктивные размеры шестерни и колеса 29
3 Проверочный расчёт подшипников 30 7 Расчёт шпоночного соединения 37
Уточненный расчёт валов 40
Выбор смазочных материалов 45
Список используемой литературы 47
Пояснительная записка
Механико – технологических дисциплин
Специальность 1701 « Техническое обслуживание и ремонт промышленного оборудования »
Тема: Расчёт редуктора одноступенчатого косозубого цилиндрического

4 рамки.dwg

размеров отверстий Н14
Неуказанные предельные отклонения
Коэффициент смещения
размеров отверстий H14
Острые кромки притупить R0

Готов!!!.dwg