Редуктор цилиндрический трехосный

А1 Редуктор.dwg

А3 Вал ведущий.dwg

Неуказанные предельные от-
клонения размеров: валов - t
са точности по СТ СЭВ 302-76

А3 Колесо.dwg

Спецификация.dwg

Редуктор цилиндрический
Болт М20 ГОСТ 7805-70
Гайка М20 ГОСТ 5915-70
Болт М18 ГОСТ 7805-70
Гайка М18 ГОСТ 5915-70
Болт анкерный М 24 ОСТ92-9339-80
Гайка М24 ГОСТ 5915-70
Электровдигатель 4А160L8

Спецификация СБ.dwg

Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
-6g х 60.58.35Х.16 ГОСТ 7808-70
-6g х 6058.35х16 ГОСТ 7807-70
Болт М6 х 1-6g х 6058.35х16 ГОСТ 7807-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
ПОК 7205 ГОСТ 27365-87
ПОК 7206 ГОСТ 27365-87
Шайба 12 ГОСТ 11371-78
Шайба 6 ГОСТ 11371-78
Шайба пружинаня 12 ГОСТ 6402-70
Шайба пружинная 14 ГОСТ 6402-70
Шайба пружинаня 16 ГОСТ 6402-70
Шпонка ГОСТ 23360-78
Шпокна ГОСТ 23360-78
Рым-болт ГОСТ 4751-73

А1 привод.dwg

Угловая несооность оси выходного вала
конического редуктора не
более 1* (1.7 мм на длине 100 мм).
несоосность оси выходного вала редуктора и
конического редуктора не более 1 мм.
электродвигателя не более 0.8*
(1.4 мм на длине 100 мм).
электродвигателя не более 0.3 мм.Привод
обкатать без нагрузки
в течение не менее 1
часа. Стук и резкий шум не допускается.
После обкатки масло из редуктора слить и
ИТП-300 ГОСТ 20799-75.
Ограждения условно не показаны. граждени
окрасить в оранжевый цвет.
* размеры для справок.
Техническая характеристика
Мощность электродвигателя
Число оборотов быстроходного вала
Передаточное число привода
Крутящий момент тихоходного вала
Схема расположения болтов крепления элементов привода к раме
Ось электродвигателя
Ось цилиндрического редуктора

А3 Вал промежуточный.dwg

Неуказанные предельные от клонения размеров: валов - t
t2 среднего класса точности по СТ СЭВ 302-76

А3 Крышка.dwg

ДМ 4_150_9 от 15.05.2009.doc

Кинематический расчет6
Расчет ременной передачи привода9
Расчет первой зубчатой передачи13
Расчет второй зубчатой передачи20
Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников качения.27
Проверочный расчет шпоночных соединений39
Проверочный расчет валов редуктора40
Конструктивные размеры корпуса редуктора и выбор резьбового соединения42
Выбор смазочного материала43
Библиографический список45
В проекте проводиться анализ передач выбираются наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических монтажных эксплуатационных и экономических требований.
Механический привод в современном машиностроении является наиболее ответственным механизмом с помощью которого передается силовой поток с изменением его направления.
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплутационные показатели.
Основным требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.
Кинематический расчет
. электродвигатель; 2. ременная передача; 3. цилиндрический редуктор; 4. ленточный транспортер.
Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода.
Мощность на выходном валу
Угловая скорость выходного вала
1 Выбор электродвигателя
Общий коэффициент полезного действия привода определяем по формуле 1.10 [8]:
где- к.п.д. первой зубчатой передачи;
- к.п.д. второй зубчатой передачи;
- к.п.д. ременной передачи;
- к.п.д. подшипниковых опор;
По рекомендациям таблицы 1.1 [8] принимаем:
= 096 = 096 = 099 = 099 =095.
Общий к.п.д. равен:
9 096 099³ 099 · 095
Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле 1.9 [8]:
По таблице П.2 и П.3 [3] выбираем двигатель со следующими характеристиками:
Номинальная мощность двигателя 3000 Вт.
Номинальная частота вращения 960
2 Определение общего передаточного число и разбивка его по ступеням
Общее передаточное число определяем по формуле [8]:
где - угловая скорость вращения вала электродвигателя:
Принимаем для первой зубчатой передачи значение передаточного числа из стандартного ряда: 315 для второй зубчатой передачи 1.
Передаточное число цепной передачи определяем по формуле:
3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Частоту вращения валов определяем по формулам:
Угловую скорость определяем используя формулу 1.4 для каждого вала соответственно.
Мощности на валах определяем по формулам:
Крутящий момент для каждого вала определяем по формуле:
Результаты расчета сводим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1 - Скоростные и силовые параметры передачи
Частота вращения обмин
Угловая скорость радс
Расчет ременной передачи привода
Исходные данные для расчета:
Крутящий момент на ведущем валу ременной передачи
Скорость вращения ведущего вала
Передаточное число ременной передачи
При заданных мощности и числе оборотов по номограмме 6 [2] принимаем сечение ремня А.
По таблице 6.12 [8] для заданного крутящего момента принимаем сечение М поликлинового ремня.
Диаметр ведущего шкива определяем по формуле 6.2 [8]:
По стандартному ряду по ГОСТ 17383-73 принимаем = 180 мм.
Диаметр ведомого шкива определяем с учетом относительного скольжения ремня по формуле 6.13 [8]:
По стандартному ряду по ГОСТ 17383-73 принимаем = 450 мм.
Проверяем фактическое передаточное число по формуле:
Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного:
Определяем скорость движения ремня по формуле 6.4 [8]:
Определяем предварительное значение межосевого расстояния по формуле 6.5 [8]:
Определяем длину ремня без учета припуска на соединение концов:
Полученное значение округляем до стандартного значения = 3150 мм.
Межосевое расстояние определяем по формуле 6.8 [8]:
Определяем угол обхвата на ведущем шкиве по формуле 6.9 [8]:
По таблице 6.11 [8] интерполированием (для V = 071 ) находим допускаемую мощность 1145 кВт передаваемую ремнем с десятью клиньями; определяем коэффициенты:
- для угла охвата = 16564º по таблице 6.13 [8].
- по таблице 6.5 [8].
- для 08 по таблице 6.14 [8].
- коэффициент числа ремней в передаче.
Тогда допускаемая мощность поликлинового ремня с десятью клиньями [формула 6.16 8] равна:
45 · 097 · 1 · 095 095= 1002 кВт
Определяем по формуле 6. 15 [8] требуемое число клиньев ремня сечения М:
Принимаем 5 что согласуется с рекомендуемым числом клиньев [табл. 6.8 8].
По таблице 6.8 [8] определяем вес 1 м материала ремня 045 .
Определяем силу предварительного натяжения ремня по формуле 6.19 [8]:
По формуле 6.14 [8] определяем силу консольно действующую на валы:
Вычисляем ширину ободьев шкивов по данным таблицы 6.16 [8]:
По стандартному ряду [табл. П.4 8] принимаем 35 .
Рисунок 2.1 – Геометрические параметры ременной передачи. Сечение ремня: а – плоского; б – клинового; в – поликлинового.
Расчет первой зубчатой передачи
1 Определяем межосевое расстояние цилиндрической шевронной передачи из условия контактной прочности рабочих поверхностей зубьев по формуле 4.17 [8] для чего находим значение параметров входящих в эту формулу:
Передаточное число первой зубчатой передачи 315
Вращающий момент на ведомом валу редуктора 225 Нм
По таблице 4.8 [8] принимаем значение коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния:
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса при постоянной нагрузке:
где - коэффициент нагрузки.
Принимаем = 1 – для передачи работающей при постоянной нагрузке.
Коэффициент принимаем по таблице 4.3 [8] в зависимости от коэффициента и схемы передачи [рис 4.2 8].
Предполагая что диаметр шестерни меньше 125 мм для ее изготовления согласно таблице 4.1 принимаем сталь 40Н термическая обработка – улучшение. Назначаем твердость рабочих поверхностей шестерни 280. Дли изготовления колеса любого диаметра и любой ширины принимаем сталь 45ХН термическая обработка – улучшение. Назначаем твердость 260. Для длительно работающей передачи (т.е. в течение не менее 36000 ч) принимаем коэффициент долговечности 1.
По таблице 4.2 [8] пределы контактной и изгибной прочности зубьев:
Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 4.1 [8] принимая для нормализованных и улучшенных зубчатых колес:
Для материала шестерни
Для материала колеса
Для шевронной передачи допускаемое контактное напряжение определяем по формуле 4.5 [8]:
Подставляем полученные данные в формулу и производим вычисление:
По данным стандарта в табл. 4.10 [8] принимаем 112 мм.
2 Определяем ширину венца зубчатого колеса по формуле 4.19 [8]:
Назначаем ширину венца шестерни по формуле 419а [8]:
3 Определяем модуль из условия сопротивления изгибной усталости по формуле 4.20 [8]:
По таблице 4.11 [8] отдавая предпочтение II ряду принимаем 15 мм.
4 Определяем числа и угол наклона зубьев для чего предварительно задаемся углом наклона зубьев
По формуле 4.22 [8] определяем суммарное число зубьев :
По формуле 4.23 [8] определяем действительное значение угла наклона зубьев :
Число зубьев шестерни определяем по формуле 4.24 [8]:
Число зубьев колеса определяем по формуле 4.25 [8]:
Фактическое передаточное число редуктора:
Отклонение от ранее принятого стандартного:
5 Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле 4.26 [8]:
Проверяем межосевое расстояние по делительным диаметрам колес:
Находим диаметр вершин зубьев шестерни и колеса по формуле 4.27а [8]:
Находим диаметр впадин зубьев шестерни и колеса по формуле 4.27а [8]:
6 Определяем окружную скорость колес в зацеплении по формуле 4.27а [8]:
По таблице 4.5 [8] принимаем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес.
7 Силы действующие в зацеплении определяем по формуле 4.29 [8]:
8 Сопоставляя габаритные размеры колес проектируемой передачи с рекомендациями табл. 4.1 [8] удостоверяемся что назначенные в начале материалы зубчатых колес не требуют изменения.
9 Выполняем проверочный расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев передачи по условию 4.30 [8] предварительно найдя значения коэффициентов:
2 – по рисунку 4.1 [8];
3 по таблице 4.6 [8];
Недогрузка по контактным напряжениям составляет
Рисунок 3.1 – Схема сил в зацеплении
Расчет второй зубчатой передачи
Передаточное число первой зубчатой передачи 1
Вращающий момент на ведомом валу редуктора 219 Нм
Рисунок 4.1 – Схема сил в зацеплении
Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников качения.
1 Выполняем эскизную компоновку редуктора в соответствии с рекомендациями изложенными в §7.1 [8].
Для удобства обслуживания редуктора проектируем смазывание подшипниковых опор качения масляным туманом. Для защиты подшипников ведущего вала от излишнего количества масла применяем внутреннее уплотнение в виде маслоотбойных шайб изготовляемых механической обработкой. Чтобы упростить конструкцию редуктора проектируем закланные крышки подшипников. В крышках с отверстиями для выступающих концов валов устанавливаем резиновые манжеты.
2 Назначаем предварительно размеры отдельных участков валов.
Посадочный диаметр вала под подшипник определяем по формуле 7.1 [8]:
Для изготовления валов принимаем сталь 40Х.
Допускаемые напряжения на кручение:
для быстроходного вала 40;
для промежуточного и тихоходного валов 45;
Результаты расчетов сводим в таблицу 5.1
Величина крутящего момента Нм
Посадочный диаметр мм.
3 Проверку долговечности подшипников выполняем по методике приведенной на стр. 180-200 [1].
Для быстроходного и тихоходного валов расчетная схема:
Реакция от окружной силы
Реакция от радиальной силы
Рисунок 5.1 – Расчетная схема быстроходного и тихоходного валов.
Для промежуточного вала расчетная схема:
Рисунок 5.2 - Расчетная схема промежуточного вала.
Для левой опоры промежуточного вала реакция
от окружных сил определяется по формуле:
от радиальных сил определяется по формуле:
Для правой опоры промежуточного вала реакция
Результирующая нагрузка на опору определяется по формуле:
Опорные реакции быстроходного вала от консольной силы вызываемой муфтой определяем по формуле:
Опорные реакции тихоходного вала от консольной силы вызываемой муфтой определяем по формуле:
Суммарные опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении и муфты определяем по формуле:
Таблица 5.2 – Силы действующие в зацеплениях
Результаты расчетов сводим в таблицу 5.3
Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры
Изгибающие моменты относительно оси в характерных сечениях:
Эквивалентный изгибающий момент определяем по формуле:
Минимально допустимые расчетные диаметры вала в характерных сечениях определяем по формуле:
- предел выносливости на изгиб.
Где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения Нмм2. выбирается по таблице 6 [2]
- коэффициент запаса прочности. Принимаем = 3.
Результаты расчетов сводим в таблицы 5.4-5.6
Таблица 5.4 – Моменты в характерных сечениях быстроходного вала
Таблица 5.5 – Моменты в характерных сечениях промежуточного вала
Таблица 5.4 – Моменты в характерных сечениях тихоходного вала
Для постоянного переменного режима нагружения II коэффициент эквивалентности [1].
Вычисляем эквивалентные нагрузки приводя переменный режим нагружения к эквивалентному режиму нагружения:
Предварительно назначаем роликоподшипник 7205. Для принятого подшипника по каталогу находим: 24000 Н 25 мм 52 мм 29 029 .
Эквивалентную динамическую нагрузку определяем по формуле 7.14 [8]:
где - коэффициент безопасности. = 12.
- температурный коэффициент. = 1.
= 1 – при вращении внутреннего кольца подшипника.
Определяем базовый расчетный ресурс подшипника по формуле 7.17 [8]:
что больше минимально допустимого .
Окончательно для ведущего вала принимаем подшипники серии 7205.
Предварительно назначаем роликоподшипник 7206. Для принятого подшипника по каталогу находим: 31000 Н 30 мм 62 мм.
Окончательно для промежуточного вала принимаем подшипники серии 7206.
Рисунок 5.1 – Схема нагружения быстроходного вала
Рисунок 5.2 – Схема нагружения промежуточного вала
Рисунок 5.3 – Схема нагружения тихоходного вала
Проверочный расчет шпоночных соединений
Проверяем прочность шпоночного соединения по формуле 7.2 [8]:
Где - высота сечения шпонки мм;
- глубина паза вала мм;
- допускаемое напряжение на смятие = 100 МПа - при стальной ступице.
По таблице 7.7 [8] принимаем значения геометрических параметров шпонок. Результаты расчета приведены в таблице 7.1.
Таблица 7.1 - Проверочный расчет шпоночных соединений.
Передаваемый момент
Высота сечения шпонки
Напряжение на смятие
Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.
Проверочный расчет валов редуктора
Определяем опасные участки валов.
Источники концентрации напряжений:
Посадка колеса с натягом;
Посадка подшипника с натягом;
Ступенчатый переход галтелью r между ступенью вала под подшипник и ступенью с буртиком.
Таблица 7.1 – Опасные участки валов
Под зубчатым колесом
Определяем напряжения в опасных сечениях вала Нмм2:
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям при изгибе :
где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;
WНЕТТО – осевой момент сопротивления сечения вала мм3 [2].
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :
где Мк – крутящий вращающий момент в рассматриваемом сечении вала Н·м;
– полярный момент инерции сопротивления сечения вала мм3 [2].
Коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала определяем по формулам:
где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений принимаемые по таблице 38 [2].
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Принимается по таблице 39 [2].
- коэффициент влияния шероховатости. Принимается по таблице 40 [2]. При = 1.
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала Нмм2:
где - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения Нмм2. выбирается по таблице 6 [2] .
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Вычисляем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
Где - допускаемый коэффициент запаса прочности =1.7 2.5.
Результаты расчетов оформляем в виде таблицы:
Таблица 7.2 - Проверочный расчет валов.
Условие прочности выполняется.
Конструктивные размеры корпуса редуктора и выбор резьбового соединения
Для редуктора толщину стенки корпуса отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жесткости корпуса вычисляем по формуле:
Принимаем толщину стенки 10 мм.
В местах расположения обработанных платиков приливов бобышек во фланцах толщину стенки необходимо увеличить в полтора раза:
Плоскости стенок встречающихся под прямым углом сопрягают радиусом:
Ошибка! Закладка не определена. мм
Плоскости стенок встречающихся под тупым углом сопрягают радиусом:
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения должна быть равна Ошибка! Закладка не определена. мм.
Учитывая неточность литья размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должна быть на 2 4 м больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков высота которых h принимается: мм.
Толщина стенки корпуса .Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от крутящего момента на выходном валу редуктора:
Диаметр крепления редуктора к плите (раме): мм. Принимаем мм.
Выбор смазочного материала
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10 – 20 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 025 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Определяем ориентировочно необходимую вязкость смазочного материала по эмпирической формуле 8.9 [8]:
где - рекомендуемая вязкость при скорости 1 мс;
- средняя окружная скорость передачи.
Принимаем для передачи с термической обработкой зубчатых колес = 150 .
По таблице 8.30 [1] принимаем масло марки ИГП-100 с номинальной кинематической вязкостью = 70 100 .
Выбираем для подшипников качения пластическую смазку «Литол-24» по ГОСТ 21150-75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ею.
Библиографический список
Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3 т. М.: Машиностроение 1979.
Бейзельман Р. Д. Цыпкин Б. В. Перель Л. Я. Подшипники качения: справочник. М.: Машиностроение 1975.
Гузова В. В. Синеяко Е. Г. Мерко М. А. Брюховецкая Е. В. Прикладная механика: Учеб пособие. 3-е изд. перераб. Красноярск: КГТУ2003. – 218 с.
Дунаев II. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Высшая школа 1985.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа 1990.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец Вузов. — 6-е изд. исп. — М.: Высшая школа 2000. – 447 с. ил.
С. А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин 2-е изд. М.: Машиностроение 1988.
Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование приводов технологического оборудования: учебноге пособие для студентов вузов. 3-е изд. исправл. – М.: Машиностроение 2003. – 560 с.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа 1991.