Конический редуктор

04 ┬тхфхэшх.doc

Технический уровень всех отраслей промышленности в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте.
В настоящее время перед машиностроением стоит задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.
Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении моей работы активно используется знания из ряда пройденных предметов : механики сопротивления материалов технологий металлов и др..

05 ╧╟ .doc

1. Кинематический расчет привода выбор электродвигателя
Кинематическая схема привода приведена на рисунке 1
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
– электродвигатель 2 – муфта упругая 3 – редуктор 4 – цепная передача 5 – барабан 6 – остонов 7 - рама
Определяем мощность на валу двигателя (Nдв)
где - коэффициент полезного действия привода (КПД);
N - мощность на выходном валу привода
Определяем мощность на выходном валу привода (N)
где F- окружное усилие на звездочке;
V – скорость цепи конвейера
Определяем частоту вращения выходного вала привода (n4)
n4=08*60(04*314)=382 обмин
Определяем КПД редуктора ()
где ц - КПД цепной передачи;
п – КПД подшипников;
к – КПД конической передачи.
Принимаем ц=093 п=099 к=096 м = 095
=093*0993*096 *095 =08227
Для привода по мощности и частоте вращения выбираем двигатель марки 4А132М8У3 (ГОСТ 19523-71) с характеристиками:
- номинальная мощность Nдв= 55 кВт;
- частота вращения n=710 обмин
Определяем передаточное число редуктора (u):
где n1 – число оборотов вала двигателя;
n4 – число оборотов выходного вала привода;
Передаточное число редуктора распределим следующим образом по ступеням:
- передаточное число конической передачи uк=355;
-передаточное число цепной передачи uц=18586355=5235
Определяем фактическое передаточное число uф:
Произведем кинематический расчет привода. Определим частоты вращения (n) крутящие моменты (Т) на валах привода.
Вал электродвигателя:
Т1 =955*5500 710=739 Нм
Входной вал редуктора:
n2 = n1 = 710 обмин
Т2 = Т1 * м * п =739*095*099=695 Нм
Выходной вал редуктора:
n3 = n2uк =710355=200 обмин
Т3 = Т2 * к * п *uк= 695 *096*099*355=234 5 Нм
Выходной вал привода:
n4 = n3uц=2005235=382 обмин
Т4= Т3* ц * п *uц =2345* 093*099*5235=11302 Нм
Расчет конической передачи
1 Проектировочный расчет параметров зубчатых колес
Выбираем материал зубчатой передачи – сталь 45 термообработанную улучшением с характеристиками:
-твердость равна HВ 240 280;
-допускаемое контактное напряжение (°HP) – 600 МПа;
-база испытаний напряжений соответствующая длительному пределу выносливости (NH°) – 6*107;
-допускаемое напряжение (°FP) – 210 мПа;
Определяем допускаемое контактное напряжение (HP)
где KHL – коэффициент циклической долговечности
где NНЕ – относительное эквивалентное число циклов напряжения
tч = 5*029*06*365*24=76212 часа
NНЕ = NFЕ =60*76212*200 обмин=91*107
При выполнении условия NН Е ≥ NH° допускается KHL принимать равным 1
Определяем допускаемое напряжение на изгибную выносливость (FP)
где KFL- коэффициент циклической долговечности
При выполнении условия NFЕ ≥ NF° KFL принимается равным 1.
Определяем относительное эквивалентное число циклов напряжения (NFЕ)
Таким образом NFЕ > NF° следовательно KFL принимается равным 1.
Определяем внешний делительный диаметр шестерни (de1)
где KH – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого
kbe – коэффициент ширины венца зубчатого колеса
kbe принимаем равным 0285
значение KH зависит от значения
KH=12 (для роликовых опор)
Принимаем de1 =71 мм
Определяем число зубьев шестерни (Z1)
Определяем внешний окружной модуль (mte)
mte==355 Принимаем в соответствии со СТ СЭВ 310-76 mte = 35 мм
Определяем число зубьев зубчатого колеса (Z2)
Находим углы делительных конусов шестерни (1) и колеса (2)
=arctg 355=74268° = 74°16'7''
=90°-74°16'7''=15°43'52''
Определим внешнее конусное расстояние (Rе)
Rе=05* 35*20*=1291 мм
Определяем ширину венца зуба (b)
b=0285*1291 мм =3679 мм
По стандартному ряду Rа5 принимаем b=40 мм
Определяем среднее конусное расстояние (Rm)
Rm= 1291 мм – 20 мм = 1091 мм
Уточняем значение kbe
Определим значение нормального модуля на середине ширины венца (mtm)
mtm= 35 мм -()*sin 15°43'52''=1897 мм
Определяем внешний делительный диаметр колеса (de2) средние делительные диаметры (dm) диаметры вершин (dае) и впадин (dfе)
dm1=1897 мм * 20= 37945 мм
dm2=1897 мм * 71= 134687 мм
de2=35 мм * 71= 2485 мм принимаем de2=280 мм (ГОСТ 12289-76)
dae1= de1+2* mte*cos 1=71+2*35* cos 15°43'52''=77738 мм
dae2= 280 + 2*35* cos 74268°=282 мм
dfе1= de1-24* mte*cos 1=71-24*35* cos 15°43'52''=6291 мм
dfе2= de2-24* mte*cos 2=280-24*35* cos 74268°=27772 мм
Вычисляем скорость точки на окружности среднего делительного диаметра шестерни (Vm)
Принимаем 9-ю степень точности передачи
Определяем окружную силу на окружности среднего делительного диаметра (Ft)
Определяем осевую силу для шестерни (Fа1) и радиальную для колеса (Fr2)
Fа1= Fr2= Ft*tgα* sin 1
где α – угол зацепления равен 20°
Fа1= Fr2= 3663 Н *tg20°* sin 15°43'52''=36136 Н
Определяем радиальную силу для шестерни (Fr1) и осевую для колеса (Fа2)
Fr1= Fа2= Ft*tgα* cos 1
Fr1= Fа2=3663 Н *tg20°* cos 15°43'52''=12833 Н
2 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев
Определяем контактную выносливость зубьев (Н)
где ZН – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев прини-
ZМ - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных
Z - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
Кн – коэффициент нагрузки
Принимаем ZМ=274*103 Па05
где α – коэффициент торцевого перекрытия
где - угол наклона зубьев для прямозубых передач =0
Zv1 Zv2 – эквиваленитное число зубьев шестерни и колеса
где Кн – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса;
Кнv - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении.
Принимаем Кнv = 10652
Кн зависит от значения
Кн= Кн* Кнv=1188*10652=1265
Н=176*274*103 Па05* 0876*=58648 МПа HP = 600
Проверочный расчет на контактную выносливость зубьев показал что зубчатая передача рассчитана верно
Определяем выносливость зубьев на изгиб
где YF – коэффициент формы зуба;
КF – коэффициент нагрузки.
где КF – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса;
КFV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении.
F= =1812 МПа FP=195 МПа
Проверочный расчет завершен
Расчет цепной передачи
По табл. П18 стр. 367 выбираем интервал допустимых значений числа зубьев звездочки (Z1)
Z1 = 23 25 Принимам Z1 = 24
Определяем число зубьев большой звездочки (Z1)
Z2 = Z1* uц = 24*5235=12564 Принимаем Z2 = 126
Определяем шаг цепи (t)
где К – коэффициент нагрузки;
Р1 – мощность ведущей звездочки;
[p] – допускаемое давление
Определяем мощность коэффициента нагрузки К
К=К1* К2* К3* К4* К5
где К1 – динамический коэффициент;
К2 – коэффициент смазки;
К3 – коэффициент продолжительности работ;
К4 – коэффициент длины цепи;
К5 – коэффициент способа регулирования натяжения цепи
К1 = 12 К2 = 15 К3 = 125 К4 = 1 К5 = 1
Определяем размер допускаемого давления [р]
Принимаем цепь ПР-254-5670
Определяем скорость цепи (V)
V=t*Z1*n3 60 = 254*10-3*24*20060=2032 мc
Определяем межосевое расстояние (аw)
аw = (30 50)* t = (30 50)*254*10-3=0762 1270
Определяем число звеньев W цепи и ее длину L
W=2*at+(Z1+Z2)2+((Z2-Z1)(2*))2 * (t(2*а))
W=2*1000254+(24+126)2+((126-24)(2*))2 * (254(2*1000))=157
L= W*t=157*254=39878 мм
Определим силу ведущей ветви цепи (Q1)
Ft = NV=52002032=2600 Н
Определяем центробежную силу при массе 1 м выбранной цепи gm=26 кг
Fv=gm*V2 = 26 * 20322 = 107 Н
Определяем силу от провисания ведомой ветви цепи при Кf=15 (Ff)
Ff= 15* 26* 08=306 Н
Q1 = 2600+107+306=26413 Н
Для выбранной цепи определяем давление в шарнирах (р)
Определяем площадь проекции шарниров цепи (S)
S=(025 03)*t2*u= (025 03)*2542*5235=844 1013 мм2
р=К*FtS=225*2600950=65 МПа [p]=257 МПа
Определяем нагрузку на валы и их опоры
F=115*Ft=115*2600=2990 Н
Вычисляем делительные диаметры звездочек (d)
d1 = t[sin(180°Z1)]=254[sin(180°24)]=1946 мм
d2 = t[sin(180°Z2)]=254[sin(180°58)]=4696 мм
Длину ступицы звездочки принимаем равной 70 мм
Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары
1 Быстроходный вал редуктора
[к] = 20 40МПа принимаем tK = 25 МПа
Диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора принимаем равным 25 мм
Принимаем диаметр вала под подшипники равным 30 мм.
2 Выходной вал редуктора
[к] = 20 40МПа принимаем tK = 20 МПа
Диаметр выходного конца вала принимаем равным 40 мм
Принимаем диаметр вала под подшипники равным 45 мм.
Диаметр вала под насадку ступицы конического зубчатого колеса принимаем равным
Шестерню цилиндрического зубчатого колеса изготовляем единой с валом
Вычисляем конструктивные размеры для конического зубчатого колеса
Определяем ширину ступицы колеса (lст)
при соблюдении условия
lст=(08 15)*55 мм = 44 825 мм
Определяем диаметр ступицы колеса (dст)
dст (15 17)* 55 мм =825 935
Определяем толщину диска зубчатого колеса (е)
е(01 017)*1291 мм = (1291 2195) мм
Определяем толщину обода (0)
(25 4)*35 мм =(875 14) мм
3 Выходной вал привода
[к] = 20 40МПа принимаем [к] = 25 МПа
Принимаем диаметр выходного конца привода вала равным 65 мм
Определение конструктивных размеров элементов корпуса и крышки редуктора предварительный подбор подшипников
Назначаем изготовление корпуса и крышки редуктора литьем из серого чугуна.
Определяем толщину стенки корпуса редуктора ().
= 003*1291+3 5= 687 887 мм
Определим толщину верхнего и нижнего поясов редуктора (S).
S = 15* = 15*8 = 12 мм.
Определим толщину нижнего пояса корпуса редуктора (t).
t = (2 25)* = (2 25)*12 = (24 30) мм.
Определим толщину ребер жесткости корпуса редуктора ( С ):
С 0.85* = 0.85*8 = 68
Определим диаметр фундаментных болтов (dф).
dф = (15 25)* = (15 25)*8 = 12 20.
Тогда диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора на периферии dпп= 12 мм
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников dкп= 14мм.
Для быстроходного вала подбираем подшипники 7306 (ГОСТ 333-71)
Для выходного вала подбираем подшипники 7309 (ГОСТ 333-71)
Определяем зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса (y).
y (05 15)* = (05 15)*8 = (4 12) мм .
Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершины зубьев колеса и шестерни (y1).
y1 = (15 3)* = (15 3)*8= (12 24)
Длину выходного конца быстроходного вала (l2) принимаем равной длине стандартной упругой втулочно-пальцевой муфте
Определяем длину выходного конца тихоходного открытого вала (l3).
l3=(15 2)*d3 = (15 2)*40 = (60 80) мм
Предварительная компоновка редуктора приведена на рисунке 2
Определяем расстояние между точками приложения сил к подшипникам быстроходного вала (Х1)
Определим расстояние от точки приложения сил до торца подшипника (а)
а’=(05)*(B7306)+(е3)*(d+D)
где B – высота подшипника;
е – числовой табличный коэффициент;
d – внутренний диаметр подшипника;
D – наружный диаметр подшипника
а’=(05)*(21)+(0363)*(30+72)=2274 мм
Определяем расстояние а1
а1 = B7306 - а’+(23)*b+10=21- 2274+(23)*40+10=35 мм
Определяем расстояние c1
Определяем расстояние (Х4)
Определим расстояние от точки приложения сил промежуточного вала до торца подшипника (а’’)
а’’=(05)*(B7309)+(е3)*(d+D)
а’’=(05)*(27)+(03373)*(45+100)=30 мм
а2 = B7309 - а’’+06 *lст+10=37-30+10+06 * 60=53 мм
с2 = dm1 + а2 = 37945+53=91 мм
Проверочный расчет валов
1 Проверочный расчет ведущего вала
Ведущий вал изготовляется совместно с шестерней из стали 45 с в=880 МПа.
Определяем предел выносливости вала при симметричном цикле изгиба (-1)
-1043* 880 МПа=3784 МПа
Определяем допустимое напряжение изгиба при симметричном цикле ([и]-1)
где [n] – коэффициент запаса прочности;
K – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
kрu – коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб
Примем [n]=22; K=22; kрu=1
Вычерчиваем схему нагружения ведущего вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов моментов.
а) Определяем реакции опор в вертикальной плоскости от сил Fа1 Fr1
Ма= Fа1*05*dm1 – Fr1*a1 – YВ*с1=0
Мв= YА*с1 + Fа1*05*dm1 – Fr1*(с1+ a1)=0
б) Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости от силы Ft
Ма= ХВ*с1 – Ft*a1 =0
Мв= - ХА*с1 – Ft*(a1+с1)=0
в) Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях (точках)
-в вертикальной плоскости
Ма= YВ*с1= - 7612 Н * 50*10-3 м = -38 Нм
МС= Fа1*05*dm1 = 36136 Н *05 * 37945 * 10-3 м = 69 Нм
-в горизонтальной плоскости
Ма= -ХВ*с1= -25641 Н * 50* 10-3 м = -1282 Нм
Крутящий момент Т2= 695 Нм
Вычисляем суммарный изгибающий момент (Мсум) и определяем нормальные напряжения изгиба в опасном сечении
Мсум= Ми = = 1337 Нм
Определяем нормальное сопротивление изгиба (и)
где Wос – осевой момент сопротивления;
d – диаметр сечения мм
d= 37945 мм – 24*1897 мм = 334 мм
Напряжения сжатия от силы Fа1 крайне малы поэтому их можно не учитывать
Определяем напряжения кручения в сечении А (к)
где Wp – полярный момент сопротивления.
Определяем эквивалентное напряжение (эIII) и сравниваем с допустимым [и]-1
ЭIII==412 МПа [и]-1=7818 МПа
2 Проверочный расчет ведомого вала
Для изготовления тихоходного вала используем материал – сталь 45 с в = 880 МПа тогда -1=3784 МПа [и]-1=7818 МПа
Вычерчиваем схему нагружения ведомого вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
а) Определяем реакции опор в вертикальной плоскости от сил Fа2 и Fr2
Ма= Fа2*05*dm2 – Fr2*a2 – YВ*( a2 + с2)=0
Мв= -YА*(с1 + a1) + Fа2*05*dm2 + Fr2*с1=0
Ма= - Ft*a2 + ХВ*(a2+с1) =0
Мв= - ХА*(а2 +с2) – Ft*с2=0
в) Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях А В С
МСлев = YА* a2=8285 Н*53*10-3 м =439 Нм
МСправ = YВ* с2= - 3021 Н*91*10-3 м = - 275 Нм
МС= ХА*с2= 23148 Н * 91* 10-3 м = 2106 Нм
Крутящий момент Т3=2345 Нм
Мсум= Ми = = = 21517 Нм
Определяем нормальное сопротивление изгиба
Напряжения сжатия ввиду их малости можно не учитывать
Определяем напряжения кручения в сечении С (к)
ЭIII==195 МПа [и]-1=7818 МПа
1 Расчет подшипников ведущего вала
Для ведущего вала приняты подшипники роликовые конические однорядные (ГОСТ 333-71) серии 7606
Определяем суммарные радиальные нагрузки на опоры А (FRА) и В (FRВ)
Определим осевые составляющие реакции в роликоподшипников от действия радиальных сил (S)
SА=083*036*24586 Н=7346 Н
SВ=083*036*1381 Н=4126 Н
Определяем суммарные осевые нагрузки FаА
FАв= SА+ Fа=7346 + 36136 = 10962 Н
Определяем требуемое значение статической грузоподьемности (Стр)
Стр=(Х*V* FR + Y* Fа)*K*Кт*(6*10-5*n*Lh)1α
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V- коэффициент вращения;
К – коэффициент безопасности;
КТ – температурный коэффициент;
n – частота вращения мин –1;
Lh – долговечность подшипника ч;
α – величина зависящая от формы кривой контактной усталости
Принимаем К=1 (для спокойных нагрузок) КТ=1 Lh=36*104 ч V=1 α=103
Определяем YA YВ ХА ХВ
следовательно ХА=04 YА=1780
Определяем статическую грузоподъемность подшипника опоры А (СтрА)
СтрА==(04*1*24586 Н + 1780*36136)*1*1*(6*10-5*710*76212)310=224*103 293*103
2 Расчет подшипников ведомого вала
Для ведущего вала приняты подшипники роликовые конические однорядные (ГОСТ 333-71) серии 7609
SА=083*0291*24586 Н=5938 Н
SВ=083*0291*1381 Н=3333 Н
Определяем суммарные осевые нагрузки FаА и FаВ
FаА= SА+ Fа=5938 + 12833 = 18771 Н
следовательно ХА=04 YА=0
следовательно ХВ=04 YВ=209
СтрА=(04*1*24586 Н + 209*12833)*1*1*(6*10-5*32143*76212)310=193*103 582*103
Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
Для выходного конца ведущего вала с dвI=30 мм принимаем призматическую шпонку 10х8х50 по СТ СЭВ 189-75
Определяем расчетную длину шпонки со скругленными концами (lр)
Допускаемое напряжеие смятия ([см]) принимаем 100 МПа
Определяем напряжение смятия шпонки (см)
Для выходного конца ведомого вала с dв2=40 мм принимаем призматическую шпонку 12х8х50 по СТ СЭВ 189-75
Допускаемое напряжеие смятия ([см]) принимаем 80 МПа
Для соединения ведомый вал – зубчатое колесо с dв=55 мм принимаем призматическую шпонку 16х10х50 по СТ СЭВ 189-75
Выбор системы смазки зубчатых колес и подшипников
Для колес редуктора предусматриваем смазывание их погружением в масляную ванну картера.
Принимаем масло марки И-100 А которое заливается в картер так чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.
Смазывание подшипников осуществляется масляным туманом образуемым при окунании зубчатых колес в масло картера
Список использованной литературы
Дунаев П.Ф. Леликов О.П.. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. – 4 – е издание исправл. – М.: Машиностроение 2003
Курсовое проектирование деталей машин : Учеб. пособие для техникумов С.А. Чернавский Г.М. Нукович. - М : Машиностроение 1980г.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Издание 5-е переработанное. – М.: Машиностроение 1978

03 ╤юфхЁцрэшх.doc

Кинематический расчет привода выбор электродвигателя 2
Расчет конической передачи 4
Расчет цепной передачи 9
Ориентировочный расчет валов конструктивные размеры зубчатой пары . 11
Определение конструктивных размеров элементов корпуса редуктора предварительный подбор подшипников . 13
Проверочный расчет валов ..15
Проверочный расчет подшипников 20
Выбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений ..22
Смазка зубчатых колес и подшипников.. 23

▌я■Ё√ шчушср■∙шї ш ъЁєЄ ∙шї ьюьхэЄют.dwg

╫хЁЄхцш.dwg

МГИУ КРФ.303115.008.ПЗ
Колесо зубчатое кони-
МГИУ КРФ.303115.008.01
МГИУ КРФ.303115.008.00
Пояснительная записка
МГИУ КРФ.303115.008.001
МГИУ КРФ.303115.008.СБ
МГИУ КРФ.303115.008.02
Уплотнение манжетное
МГИУ КРФ.303116.008.ВО
Полость картера заполнить маслом И-100 А
После сборки редуктор подвергнуть обкатке в течении
Температура масла после обкатки не должна превышать 80°С
. Подводимая мощность
Частота вращения выходного вала
Техническая характеристика
Технические требования
полвергнуть обкатке. Общая продолжительность обкатки
После окончательной сборки и регулировки привод
Общее передаточное число привода
Техническая характеристика привода
Технические требования
Мощность элктродвигатля
Частота вращния выходного вала
Окружное усилие на барабане
Скорость ленты элеватора
МГИУ КРФ.303116.008.001
МГИУ КРФ.303116.008.002
МГИУ КРФ.303116.008.003
МГИУ КРФ.303116.008.004
МГИУ КРФ.303116.008.005
МГИУ КРФ.303116.008.006

╥шЄєы№э√х ышёЄ√.dwg

Государственное образовательное учреждение
На тему: "Проектирование привода элеватора"
Московский государственный индустриальный
высшего профессионального образования