Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор

Расчет.doc

Выбор электродвигателя и кинематический расчет .4
Расчет быстроходной конической передачи .5
Расчет тихоходной зубчатой передачи .12
Предварительный расчет валов .15
Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес ..16
Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора 17
Проверка прочности шпоночных соединений .18
Подбор подшипников и проверка их долговечности ..20
Уточненный расчет валов 28
Список использованных источников 32
Редуктор - механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Рис. 1 Схема привода
Рис. 1 Схема нагрузки
= 099 - кпд. пары подшипников качения
= 097 - кпд. закрытой конической передачи
= 097 - кпд. закрытой цилиндрической передачи
(лит.1 стр.61 табл.7)
= 0994 · 097 · 097= 09
2 Требуемая мощность электродвигателя
По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 80А4УЗ мощностью
Рэ=15 кВт и nd =1455 обмин
3 Частота вращения колеса
3 Передаточное число привода.
4 Передаточное число тихоходной передачи
(Лит.2 стр.3 табл.1.3)
Тогда для быстроходной передачи
Принимаем u1=355 тогда
5 Угловые скорости валов.
n1 = nd =1455 обмин.
6 Крутящие моменты на валах
Т2 = Т1 · u1 · 1 · 2 =73 · 355 · 099 · 097 = 25 Н·м
Т3 = Т2 · u2 · 1 3 · 3 =25 · 355 · 0993 · 097= 83 Н·м
Расчет быстроходной конической передачи
1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 45; термообработка – улучшение и закалка ТВ4 твердость зубьев НRC 45 50.
2Определим начальный средний диаметр шестерни
Принимаем коэффициент
При и твердости зубьев НВ > 350 по графику Iа рис.12.18 (лит.3 стр.186) находим коэффициент
Допускаемые контактные напряжения
При поверхностной закалке колес
нlimb = 17 HRC+200 (лит3 стр.185 табл.12.4)
нlimb = 17 · 475+200=1008 МПа
Общее календарное время работы привода за L=7лет
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса
T2=06T; t2=04t; n2= и
Для колеса при n2=410 обмин и t=12264ч
NНЕ=27 · 12264 ·410=135 · 108
Базовое число циклов нагружения N0=107(лит. 3 стр. 238)
Коэффициент долговечности
3 Средний делительный диаметр шестерни.
Ширина зубчатого венца
b = bd · dm1 = 04 · 346 = 14 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
dl2 = d l1 · u1 = 384 · 355 =136 мм
По ГОСТ 12289-76 принимаем ближайшее значение
dl2 = 150 мм b = 15 мм
Принимаем z1 =20 тогда z2 = z1· u1 =20 · 355 = 71
= 90- 1 = 90 - 1573 = 7417
cos1 = cos1573° = 09625
cos2 = cos7427° = 02711
4 Основные размеры передачи.
dl1 = ml · z1 = 21 · 20 = 42 мм
dal1 = dl1 + 2ml · cos1 = 42 + 2 · 21 · 09625 = 46 мм
dl2 = ml · z2 = 21 · 71 = 150 мм
dаl2= dl2 + 2ml · cos2 = 150 + 2 · 21 · 02711 = 151 мм
Rm = Rl – 05b = 775- 05 · 15 = 70 мм
dm1 = mm · z1 = 19 · 20 = 38 мм
dm2 = mm1 · u1 = 38 · 355 = 135 мм
Средняя окружная скорость
При такой скорости принимаем 8-ю степень точности колес.
6 Произведем проверку прочности зубьев шестерни на изгиб:
Эквивалентное число зубьев шестерни
При zV1 = 21 коэффициент формы зуба
УF =401 (лит.3 стр.192 рис.12.23)
При твердости зубьев НВ > 350
по графику Iа (лит.3 стр.186 рис 1218) находим коэффициент
m = bd · Z1 = 04 · 20 = 8 (лит.3 стр.197)
Допускаемое напряжение изгиба
Для закаленных колес
(лит.3стр.195 табл.12.6)
Коэффициент динамичности при V=367мс и 8-й степени точности
КFV = 106 (лит.3стр.195 табл.12.5)
При односторонней нагрузке
КFС = 1 (лит.3стр.194)
Коэффициент безопасности
SK=17 (лит.3стр.194)
Базовое число циклов нагружения N0=106(лит. 3 стр. 240)
Как видим прочность передачи достаточна.
Расчет тихоходной зубчатой передачи
1 Материалы и термообработку принимаем те же что и для быстроходной передачи.
По графику IV (лит.3стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и bd=072 коэффициент Кн=122
m=(01 02)w = (01 02)675=068 15 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Принимаем 3 = 15 тогда
= 3 · u2 = 15 · 355 =5325
Действительное передаточное число
Окончательное межосевое расстояние
2 Размеры шестерни и колеса
d3= m z3= 2 ·15 = 30 мм
da3= d3+2m = 30+2 · 2= 34 мм
d4= m z4= 2 · 54 = 108 мм
da4= d4+2m = 108+2 · 2 = 112 мм
b4= ba · αw = 0315 · 69 = 217 мм
Принимаем b4 = 25 мм
b3 = b4 + 5мм = 25+5=30 мм
3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
Коэффициент формы зуба при 3 = 15
УF= 388 (лит.3стр.192 табл.12.23)
У=1 и У=1 (лит.3 стр.193)
Окружная скорость в передаче
При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент
КFL = 12 (лит.3стр.184 табл.12.17)
КFV = 104 (лит.3стр.195 табл.12.5)
КF =125 (лит.3стр.186 табл.12.18)
Прочность передачи достаточна.
Предварительный расчет валов
1Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.
2Диаметр выходного конца ведущего вала
При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=20 мм принимаем d1=15 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=20 мм
3 Диаметр под подшипники промежуточного вала
Принимаем d21=20 мм и под ступицу зубчатых колес d2=25 мм
4 Диаметр выходного конца ведомого вала
Принимаем d3=30 мм под подшипники d31=35 мм и под ступицу зубчатого колеса d3=40 мм
Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
1 Шестерня 1 выполняется заодно целое с валом
2 Колесо 2 выполняется из поковки.
dCT=16 d2=16 · 25 =40 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 40 мм
lCТ=12 · d2=12 · 25 = 30 мм
C= 03b2= 03 · 15 = 45 мм
3 Колено 4 выполняется из поковки.
dCT=16 d3=16 мм · 40 = 64 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм
lCТ=12 · d3=12 · 40 = 48 мм
=(25 4) m = (25 4)2 = 5 8
C=03b4 = 03 · 30 = 9 мм
Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0025αw+1 = 0025· 69 + 1 = 44 мм
Толщина фланца корпуса и крышки
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
p = 235 = 235 · 8 = 188 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(003÷0036)αw+ 12 = (0003÷0036) ·136+12 =16 ÷ 168 мм
Диаметры болтов крепления крышки с корпусом
d2=(005÷06)d1 = (05÷06) ·16=8 ÷ 10 мм
Проверка прочности шпоночных соединений.
1 Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Прочность соединений проверяется по формуле
2 Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d1=15 мм выбираем шпонку с параметрами
Применяем чугунную полумуфту
3 Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3 при d2=25мм выбираем шпонку b · h · t1 = 4 мм
Для стальной ступицы
4 Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3=40мм выбираем шпонку
5 Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d3=30мм выбираем шпонку b · h · t1 = 5 мм
6 Прочность шпоночных соединений достаточна.
Подбор подшипников и проверка их долговечности
1 Выполняем эскизную компановку редуктора и определяем все необходимые размеры.
2 Рассмотрим ведущий вал (рис.2)
Рис. 2 – Схема нагрузки ведущего вала.
Усилия в зацеплении равны:
Fr1= Ft1-tg20º ·cos1 =422 ·0364 ·09625 =148H
Fa1= Ft1-tg20º ·cos2 =422 ·0364 ·02711 =42H
Определим реакции опор
Изгибающие моменты на валу:
Му(А)=Хв ·b =207 ·50 = 10350 Н ·мм
МХ(В)=Ув ·b =60 ·50 = 3000 Н ·мм
Кроме усилий в зацеплении на ведущий вал действует консольная нагрузка от муфты
lм=07d1+50=07·15+50=60 мм
Т.к. направление силы FM неизвестно то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил.
Реакции опор от силы FM
МВ=RB·b=744·50=37200H.мм
МА=RА·b=406·50=20300H.мм
Т.к. направление силы FM неизвестно то определим суммарные реакции опор исходя из худшего положения для вала т.е. направление реакций совпадают.
Суммарные радиальные реакции
При диаметре вала d1=20 мм по ГОСТ 8338-75 выбираем
роликоподшипники качения однорядные средней серии № 7204
с параметрами d=20мм; D=47 мм; =155 мм; С=21000 Н;
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
При вращении внутреннего кольца коэффициент
При спокойной нагрузке коэффициент
Осевую нагрузку воспринимает подшипник А (см. черт.)
Для подшипника А получаем при
Долговечность подшипника
Минимальная долговечность
3 Рассмотрим промежуточный вал.
Рис.3 Схема нагрузки промежуточного вала
Fr3= Ft3 · tg20º=1667·0364=607H
МХ(С)=УА·а=542·25=13550 Н·мм
МХ(D)=УB·c=23·40=920 Н·мм
МУ(С)=ХА·а=1110·25=27750 Н·мм
МУ(D)=ХВ·с=137·40=5480 Н·мм
Для опор вала при диаметре d2=20мм выбираем роликоподшипники
однорядные конические средней серии № 7204 с параметрами d=20мм;
D=47мм; =19 мм; С=21000 Н;
Для опоры А как более нагруженной
Долговечность подшипника достаточна
4 Рассмотрим ведомый вал.
Рис.4.Схема нагрузки ведомого вала
Кроме усилий в зацеплении на ведомый вал действует консольная нагрузка от муфты.
На расстоянии от ближайшего подшипника
Т.к. направление силы FM неизвестно то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил
Суммарные радиальные реакции.
При диаметре вала d3’=35мм выбираем в качестве опор
шарикоподшипники однорядные легкой серии № 211 ГОСТ 8338-75
с параметрами d=35мм; D=72 мм; =17 мм; С=25500 Н;
Для опоры B как более нагруженной получим
Уточненный расчет валов.
1 Материал вала - сталь 45; термообработка - улучшение
2 Определим запас прочности под серединой зубчатого колеса (точка С) где действует максимальный изгибающий момент (см. рис. 4)
Максимальный изгибающий момент
И концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой.
Коэффициенты запаса прочности
При диаметре вала d3”=40 мм масштабные коэффициенты
Для улучшенной поверхности коэффициент упрочнения
Для стали 45 коэффициент
Коэффициент концентрации напряжений от шпоночной канавки
(лит.3стр.278 табл.16.2)
Моменты сопротивления сечения с учетом шпоночной канавки:
(d=40 мм; b=12 мм; t=8 мм)
Напряжение в сечении
Для редукторных валов (лит.3стр.279)
Другие сечения не проверяем как менее нагруженные.
1 Соединение вала электродвигателя с валом редуктора производится при помощи упругой втулочно-пальцевой муфты.
Расчетный момент муфты
Для конвейеров коэффициент режима можно принять
По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с параметрами d=15 мм; D=90 мм; L=81мм; [Т]=315 H·м
Смазка зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса на 10÷15мм.
При скорости в зацеплении V=018мс рекомендуемая вязкость масла
(лит.1стр.164табл.8.8)
По табл. 8.10 (лит.1стр.165) выбираем масло индустриальное И-100А
2 Подшипники смазываем пластичной смазкой которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки – УТ1.
Список использованных источников
С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» 1979г.
«Техническая механика» методическое указание 1982г.
П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.

Колесо зубчатое.cdw

Коэффициент смещения
Допуск на радиальное
биение зубчатого венца
Направление линии зуба
Термообработка поверхности зубьев 46 51 НRC
Допускается замена материала на сталь 40ХЛ ГОСТ 977-88
Неуказанные предельные отклонения размеров : диаметров

Редуктор.spw

Винт М3 х 5.58.35Х.01
Мaнжета 1-19 х 31-1 3
Мaнжета 1-35 х 50-1 3
Шайба 2 Н.20.Ст3кп.019

Редуктор.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число 12
Частота вращения вала поз.25 115 обмин
Вращающий момент на валу поз.25 83 Нм
Колесо зубчатое коническое
Шестерня цилиндрическая
Колесо зубчатое цилиндрическое
Размеры для справок.
Осевой люфт подшипников поз. 41 и 42 0
обеспечить количеством прокладок поз. 10
После сборки деталь поз. 8 должна проворачиваться от руки.
В редуктор залить масло по уровню
Редуктор обкатать на стенде без нагрузки в течение 1 часа.

Муфта.cdw

Упругая втулочно-пальцевая
*Размеры для справок.
Номинальный вращающий момент Т=31

Привод.cdw

Техническая характеристика:
Частота вращения приводного вала n=115 обмин
Общее передаточное число привода и=12
Момент на приводном валу Т=83 Нм
Электрический двигатель:4А80А4У3
частота вращения n=1455 обмин
Размеры для справок.
Осевой смещение валов до 1 мм
Радиальное смещение валов до 0
Кинематическая схема привода

Муфта.spw

Привод.spw

Схема нагрузки.cdw

Вал.cdw

Редуктор2.cdw