Коническо-цепной редуктор

31107_РКО-112.2,5.ЦП.dwg

799-75 в количестве 0
В редуктор залить масло И-30А
Поверхности стыка покрыть герметиком.
покрыть маслостойкой краской.
Внутреннюю полость корпуса редуктора
Технические требования.
Передаточное число 2
Техническая характеристика.
Частота вращения выходного вала 570обмин.
Момент кручения на выходном валу 24Нм.
Прокладка регулировочная
Зубчатое колесо коническое
Пояснительная записка
Подшипник 7205 ГОСТ333-71
Вал-шестерня ведущий
Кольцо мазеудерживающее
Гайка М22х1.5 ГОСТ11871-80
Шайба 22 ГОСТ11872-80
Неуказанные радиусы 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения
Коническое зубчатое
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Обозначение чертежа
Коэффициент смещения
Угол делительного конуса
Внешний окружной модуль
Кромки притупить R=0.3 мм.
обеспеченный инструментом.
Твердость HB 250..260 кроме места

31107_РКО-112.2,5.ЦП.doc

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
«Томский политехнический университет»
Кафедра теоретической и прикладной механики
ПРИВОД КОНИЧЕСКО-ЦЕПНОЙ
Пояснительная записка
Привод коническо-цепной
Мощность на выходном валу Рвых=11 кВт.
Частота вращения выходного вала nвых=190 обмин.
Срок службы привода Т=47000 часов.
Привод нереверсивный
Проект - это комплекс технических документов относящихся к изделию предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи расчеты описание с принципиальными обоснованиями и пр.
Конструктор должен уметь выполнять кинематические силовые прочностные и другие расчеты; из множества форм которые можно придать детали из множества материалов обладающих многочисленными и разнообразными свойствами он должен выбрать такие которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.
Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[4с.5] принимаем:
Коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения =099;
КПД пары конических зубчатых колёс =097;
КПД открытой цепной передачи =092;
=098×099×097×092=0849;
Требуемая мощность электродвигателя
Ртр=Рвых=110849=13 кВт;
По табл. П1[4 с.390] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А80В4. Его основные параметры:
Рном=15 кВт п=1500 обмин dдв=22 мм s=58%;
Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения:
пдв=п(1-s)=1500(1-0058)=1413 обмин.
Передаточное отношение привода:
U=пдв пб=1413 190=744;
Принимаем передаточное отношение редуктора Uр=25;
Тогда передаточное отношение открытой цепной передачи
Ближайшее стандартное значение – 315;
U=[(315-3)3]×100=486% >[U]=3%
Принимаем расчётное значение Uц=3.
Определяем частоту вращения угловую скорость крутящий момент на валах привода:
п2=п1Uр=141325=5652 обмин;
п3=п3Uц=56523=1884 обмин;
w1=П п1 30 = 314×141330 =14789 радс;
w2= w1 Uр =1478925=5916 радс;
w3= w2 Uц =59163=1972 радс;
Тдв=Ртр w1=1300 14789=876 Н м;
Т1= =876×098×099=85 Н м;
Т2==85×25×097×099=2042 Н м;
Т3==2042×3×092×099=5578 Н м;
Расчёт зубчатых колёс редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 термообработка – улучшение твёрдость НВ 280; для колеса – сталь 45 термообработка – улучшение твёрдость НВ240.
Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса
[]H1=(2HB1+67)KHL [SH];
[]H2=(2HB2+67)KHL [SH];
KHL – коэффициент долговечности;
где - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости. По табл. 3.3 [5 с.51]:
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)
где w – угловая скорость соответствующего вала;
- срок службы привода (ресурс);
[SH]=11; - коэффициент запаса.
[]H1=(2×280+67)×1 11=570 МПа ;
[]H2=(2×240+67)×1 11=4973 МПа ;
Расчёт ведём по меньшему напряжению 4973 МПа.
Коэффициент нагрузки КНВ принимаем предварительно по табл.3.1 [4с.31]; при консольном расположении колёс значение КНВ=135.
Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe=0285.
Внешний делительный диаметр колеса (мм):
Принимаем ближайшее стандартное значение de2=112 мм;
здесь коэффициент Кd=99 (для прямозубых передач)
Примем число зубьев шестерни
Пересчитываем передаточное отношение
Внешний окружной модуль
de2=me×z2=193×58=112 мм.
Основные размеры шестерни и колеса:
Углы делительных конусов:
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b
Внешний делительный диаметр шестерни
Средний делительный диаметр шестерни
Внешние диаметры шестерни и колеса
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
где - угловая скорость вращения шестерни 1с.
Контактное напряжение
где - коэффициент нагрузки.
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.
В соответствии с рекомендациями [4 с. 53] назначим для конических колес 7-ю степень точности но значения коэффициентов будем принимать для 8-й степени.
Уточняем значение согласно [4 с. 39] при 048 и твердости поверхности зубьев HB350 117.
При окружной скорости колес 279 мс в соответствии с [4 с. 39]
Условие контактной прочности выполнено.
радиальная для шестерни равная осевой для колеса
радиальная для колеса равная осевой для шестерни
где - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;
- коэффициент формы зубьев;
- опытный коэффициент учитывающий понижение нагрузочной способности конической передачи по сравнению с цилиндрической;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки;
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
где - предел выносливости соответствующий базовому числу циклов нагружения;
- коэффициент безопасности;
- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала колес;
- коэффициент учитывающий способ получения заготовки.
В нашем случае в соответствии с [4 с. 43] при консольном расположении колес при установке валов на роликовых подшипниках
Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
При этом согласно [4 с. 42] 39;36.
Допускаемое напряжение
[n]F=175 – коэффициент запаса прочности [4с.45]
Допускаемые напряжения:
[]F1=18×280175=288 МПа;
[]F2=18×240175=247 МПа;
Находим отношения []F YF:
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса для которого найденное отношение меньше.
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчёт валов редуктора
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []K=20 Нмм:
Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся соотношением dв1dдв>075; принимаем dв1=18 мм. (dдв=22 мм.)
Под подшипниками принимаем dп1=25 мм.
Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении []K=15 Нмм.
Принимаем dв2=22 мм.
Под подшипниками принимаем dп2=25 мм под зубчатым колесом dк2=30 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из
конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня:d1=3778 мм; dе1=4441 мм;dae1=4800; b1=18 мм.
Колесо: de2=11200мм daе2=11342 мм; b2=18 мм;
dст=16×dk2=16×30=48 мм;
o=(3-4)×m=(3-4)×164=5-7 мм.
С=(01-017)Re=(01-017)6024=6-10 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
=005×Re+1=005×6024+1=38 мм.
Принимаем =8 мм. ==8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхний пояс корпуса и крышки:
Принимаем b=b1=12 мм.
Нижний пояс корпуса
p=235×=235×8=188 мм.
Диаметры болтов: фундаментных
d1=0055Re+12=0055×6024+12=1536 мм.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2=(07-075)×d1=(07-075)×16=112-12 мм.
Соединяющих крышку с корпусом
d3=(05-06)d1=(05-06)×16=8-96 мм.
Выбор подшипников качения
Предварительно выбираем конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.
Ведущий вал: 7205 ( d=25 мм D=52 мм Т=165 мм С=239 кН СО=179 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмности соответственно.
Ведомый вал:7205 ( d=25 мм D=52 мм Т=165 мм С=239 кН СО=179 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмность соответственно.
Расчет открытой цепной передачи
Выбираем приводную роликовую цепь.
Вращающий момент на валу ведущей звездочки
Коэффициент учитывающий условия монтажа и эксплуатации
где - динамический коэффициент;
- коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния;
- коэффициент учитывающий влияние наклона цепи;
- коэффициент способа регулировки цепи ;
- коэффициент зависящий от способа смазки;
- коэффициент периодичности работы.
В соответствии с требованиями к передаче согласно [4 с. 150] принимаем
= 1; = 08; =115; =1; =10; =1.
Число зубьев ведомой звездочки:
где - передаточное число.
принимаем 25 тогда 25×3=75 принимаем 75.
Принимаем по табл.7.18 [4 c.150] значение допускаемого среднего давления [p]=16 МПа
Определяем шаг однорядной цепи
Примем из стандартного ряда [4 с. 147] t=127 мм;
по табл.7.15 [4 c.147]:
Q=18200 Н – разрушающая нагрузка
q=075 кгм – масса 1м цепи
Аоп=396 мм- проекция опорной поверхности шарнира;
Давление в шарнирах цепи
где - окружное усилие Н;
- проекция опорной поверхности шарнира мм
Уточняем по табл. 7.18 [4 c.150] допускаемое давление: [p]=16×(1+001×(z3-16)= 16×(1+001×(25-16)= 1728 МПа;
Силы действующие на цепь:
где - удельная масса цепи кгм
здесь согласно [4 с. 147] =075 кгм;
где - коэффициент учитывающий расположение цепи
здесь согласно [4 с. 151] =6.
межосевое расстояние в диапазоне = в этом случае мм принимаем =635 мм.
Расчетная нагрузка на валы
Коэффициент запаса прочности
Допускаемый коэффициент запаса прочности
согласно [4 с. 151] =81.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
Диаметры наружных окружностей звездочек:
здесь - диаметр ролика цепи согласно [4 с. 147] =851мм.
Размеры ведущей звёздочки:
Толщина диска звёздочки
Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена.
Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем:
Ft=4502 Н; Fr1= Fa2=604Н; Fr2= Fa1=1523 Н
Из 1-го этапа компоновки с1=57 мм; f1=29 мм.
Реакции опор: в плоскости xz
Rx2-Rx1+Ft=229-6792+4502=0.
-Ry1+Fr1+Ry2=-407+604+(-197)=0.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников (Н)
где - коэффициент осевого нагружения;
- радиальная нагрузка на подшипник.
В нашем случае для подшипника 7205 согласно [4 с. 402] 036;
В соответствии с [4с. 217] осевые нагрузки подшипников рассчитываются следующим образом
где - осевая нагрузка на валу.
Рассмотрим левый подшипник.
Вспомогательное отношение
где - радиальная нагрузка левого подшипника;
- коэффициент зависящий от того какое из колец подшипника вращается в нашем случае 1 (вращается внутреннее кольцо); тогда согласно [4 с.212; с.402] коэффициенты для расчета эквивалентной динамической нагрузки 04; 167.
Коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями в [4 214] 1.
Температурный коэффициент
Эквивалентная динамическая нагрузка
Соответствующие параметры для правого подшипника:
поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Долговечность подшипников
где - динамическая грузоподъемность Н;
- частота вращения кольца подшипника
- степенной показатель для роликовых подшипников.
Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника каковым является левый.
Данная долговечность превышает срок службы редуктора Т=47000 ч.
Изгибающие моменты на ведущем валу:
Мx2=Ry2×C1=197×57=11229 Нмм.
Мx1’= -Ry2×(C1 +f1)+Ry1×f1=-197×(57+29)+407×29=-5139 Нмм.
My1= Rx2×С1=229×57=13053Нмм
Расчётная схема ведущего вала
Ведомый вал : из предыдущих расчётов имеем
Ft=4502 Н; Fr1= Fa2=604Н; Fr2= Fa1=1523 Н d2=m×z2=164×58=9512 мм.
Нагрузка на вал от цепной передачи:
Из первого этапа компоновки:
Реакции опор в плоскости хz:
-Rx3+Ft-Rx4=-2493+4502-2009=0.
Ry3+Fr-Ry4+Fц=874+1523-6597+420=0.
В нашем случае для подшипника 7205 согласно
[4 с. 402] 036; В соответствии с [4с. 217] осевые нагрузки подшипников рассчитываются следующим образом :
где - осевая нагрузка на валу. Рассмотрим левый подшипник. Вспомогательное отношение
поэтому осевые силы не учитываем.
- коэффициент зависящий от того какое из колец подшипника вращается в нашем случае 1 (вращается внутреннее кольцо);Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями 1. Температурный коэффициент
поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.. Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4 214] 1. Температурный коэффициент
Эквивалентная динамическая нагрузка
- степенной показатель для роликовых подшипников.Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника каковым является правый(4)
Изгибающие моменты на ведомом валу:
Мx3=Ry3×C2=874×58=50692 Нмм.
Мx4=Fц×L3=420×60=25200 Нмм.
Мx3’=Fц×(f2+L3)- Ry4× f2=420(72+60)-6597×72=79416 Нмм.
My3= Rx3×С2=2493×58=144594Нмм
Расчётная схема ведомого вала
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
Ведущий вал: Проверяем шпонку на выходном конце вала:
d=18мм b-h- t1=4 мм; Т1=85 Нм;
=2×850018×(6-35)(28-6)=172 МПа
Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
d=30 мм b-h- Т2= 2842 Нм;
=2×2842030×(7-4)(36-8)=337 МПа
Проверяем шпонку на выходном конце вала:
d=22 мм b-h- t1=35 мм;
=2×2842022×(6-35)(28-6)=172 МПа;
Уточнённый расчёт валов
Ведущий вал. Материал вала:сталь45
термообработка-улучшение.
По табл.3.3[4с.34] предел прочности =590 МПа.
Пределы выносливости:
=043=043×590=254 МПа;
=058=058×254=147 МПа;
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
Изгибающие моменты в 2-х взаимно перпендикулярных плоскостях:
Мy=Rx2×c1=229×57=13053Нмм
Mx= Ry2×c1=197×57=11229 Нмм.
Суммарный изгибающий момент
Момент сопротивления сечения
W=Пd32=314×2532=15332 мм
.Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
в соответствии с [4с.166] =27;
Полярный момент сопротивления
WP=П×d16=2W=2×15332=30664 мм.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
=85002×30664=139 МПа.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
=147(139×228+01×139)=446;
Результирующий коэффициент запаса прочности
Полученное значение превышает допустимое [n]=25.
Ведомый вал. Материал вала:сталь45
По табл.3.3[4с.34] предел прочности =780 МПа.
=043=043×780=3354 МПа;
=058=058×3354=1945 МПа;
Сечение В-В. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
в соответствии с [4с.166] =26;
=204202×30664=333 МПа.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям =1945(196×333+01×333)=292;
по табл. 8.7 =196 [4с.166]
Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл.10.13[4с.263]. Посадка зубчатого колеса на вал H7p6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаемпользуясь данными табл.10.13[4с.263]. Рассмотрим характерные виды посадок в проектируемом редукторе
Посадка зубчатого колеса на вал : ф35;
Минимальный натяг 0001мм.
Максимальный натяг 0035 мм.
Посадка крышки подшипника в корпус редуктора
Максимальный зазор 0076
Соединение выходного конца ведомого вала
ф22 Макс.зазор 0019мм. Макс. Натяг 0023мм.
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обозначенного на сборочном чертеже.
Объём масляной ванны
Vм=025×Ртр=025×13=032 дм
По табл.10.8[4с.253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [H]=42715 МПа скорости v=279 мс рекомендуемая вязкость должна быть равна
По табл.10.10[4с.253] принимаем масло индустриальное
И-30А ГОСТ 20799-75.
Подшипники смазываются пластичной смазкой которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки УТ-1.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов: на ведущий вал вместе с дистанционной втулкой насаживают роликоподшипники предварительно нагретые в масле до 80 - 100 ° далее собранный вал помещается в стакан после чего на вложенную шпонку напрессовывают шестерню и фиксируют последнюю торцевым креплением; затем собранный вал с комплектом регулировочных прокладок укладывают в основание корпуса редуктора.
На ведомом валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликокоподшипники предварительно нагретые в масле. Далее собранный вал также устанавливается в основание корпуса редуктора.
Устанавливают крышку редукторапокрывая предварительно поверхности стыка герметиком; затягивают гайки крепящие крышку к корпусу.
После этого в гнезда подшипников устанавливаются крышки с комплектами металлических прокладок; в проходные крышки подшипников устанавливаются резиновые армированные манжеты. При затяжке болтов крышек подшипников в целях избежания перекоса подшипников постоянно проверяется свободное вращение валов (от руки). Ввертывается пробка маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель после чего в редуктор заливается масло. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый конический редуктор входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода состоящий из кинематического расчета расчета геометрических параметров силового и проверочного расчета.
Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.
Основные достоинства редуктора:
Высокая надежность долговечность;
Относительно небольшие габариты редуктора;
Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;
Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.
Основные недостатки редуктора:
Большой вес редуктора;
Повышенная хрупкость чугунного корпуса;
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.
Справочник конструктора-машиностроителя.
В3-х т.6-е изд. перераб. и доп.-М.:Машиностроение1982
Детали машин. Атлас конструкций.
Под ред. Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп. и перераб. - М.: Машиностроение 1979.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд. перераб. и доп. - М.: Высш. шк. 1985.
Курсовое проектирование деталей машин: С.А.Чернавский Г.М.Ицкович К.Н.Боков и др.-2-е изд.
-М.: Машиностроение 1988.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк. 1991.