Проект привода с двухступенчатым зубчатым коническо-цилиндрическим редуктором

Спецификация общий.spw

КР.ТИ.01.52.01.00.00
ленточному конвейеру
Муфта втулочно-пальцевая
0-28-1.1 ГОСТ 21424-75

Чертеж общ.cdw

Спецификация РЕД.spw

КР.ТИ.01.52.01.00.00
коническо-цилиндрический
Пояснительная записка
Прокладка регулировочная
Кольцо мазеудерживающее
Шестерня коническая
Колесо коническое прямозубое
КР.ТИ.01.52.01.00.18
Фонарный маслоуказатель
Крышка смотрового окна
Подшипник 7206 ГОСТ27365-87
Шайба стопорная 27 ГОСТ11872-89
Гайка круглая М27 ГОСТ11871-88
Манжета 25 ГОСТ8752-79
Манжета 48 ГОСТ8752-79
Шайба стопорная 16 ГОСТ11872-89
Гайка круглая М16 ГОСТ11871-88
Гайка М12 ГОСТ5929-70
Шайба пружинная 12 ГОСТ6402-70
Гайка М16 ГОСТ5929-70
Шайба пружинная 16 ГОСТ6402-70

Чертеж рабоч.cdw

ния исходного контура
КР.ТИ.01.52.01.00.18
улучшение НВ 215 240.
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H14

пояснительная записка.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
детали машин и основы конструирования
Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым
коническо–цилиндрическим редуктором
Выбор электродвигателя и кинематический расчет .3
Расчет зубчатых колес редуктора 4
2. Расчет конической прямозубой зубчатой пары . . .4
3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи 8
Предварительный расчет валов редуктора .. 11
Конструктивные размеры зубчатых колес ..12
1. Коническая прямозубая пара . .. 12
2. Цилиндрическая пара 12
Конструктивные размеры корпуса редуктора .. 13
Первый этап компоновки редуктора .. ..14
Проверка долговечности подшипников .. .15
Проверка прочности шпоночных соединений 21
Уточненный расчет валов . .21
Посадки деталей редуктора 26
Выбор сорта масла .27
Список использованной литературы .. ..29
Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме. Окружное усилие на барабане Ft = 34 кН окружная скорость барабана = 095 мс и диаметр барабана D = 250 мм.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Расчет выполняем по методике приведенная [1].
По таблице 1.1 принимаем: КПД пары конических зубчатых колес 1 = 097; КПД пары цилиндрических зубчатых колес 2 = 098; коэффициент учитывающий потери 3х пар подшипников качения 0 = 097.
Требуемая мощность электродвигателя
где Рвщ – мощность ведущего вала.
Частота вращения на ведомом колесе зубчатой передачи
По табл. П1 приложения по требуемой мощности Рвщ = 351 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии АО2 закрытый обдуваемый АО2–41–4 с параметрами Рдв = 4 кВт номинальная частота вращения пдв = 1450 обмин угловая скорость диаметр вала 32 мм.
Общее передаточное отношение: .
Примем передаточное отношение конической прямозубой пары и1 = 5 и цилиндрической примем и2 = 4. Отклонение что допустимо.
Частоты вращения угловые скорости и вращающие моменты валов редуктора:
Расчет зубчатых колес редуктора.
1. Расчет конической прямозубой зубчатой пары.
Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой. По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью – НВ 245.
Допускаемые контактные напряжения [по формуле (3.9)]
Здесь принято по табл. 3.2 для колеса Hlimb = 2НВ + 70 = 2 245 + 70 = 560 Мпа при длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL= 1 коэффициент безопасности примем [SH] = 115 коэффициент КН при консольном расположении шестерни 135 (табл. 3.1) коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe = 0285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).
Внешний делительный диаметр колеса по формуле (3.29)
где для прямозубых передач Кd = 99.
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2 = 250 мм (с. 49).
Примем число зубьев шестерни zl = 20.
Число зубьев колеса
Внешний окружной модуль
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:
Принимаем b = 37 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
Средний делительный диаметр шестерни
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
где по табл. 3.5 при bd = 086 консольном расположении колес и твердости НВ 350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба КН = 123; коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями KНα = 10 (табл. 3.4); коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес при ≤ 5 мс КН = 105 (табл. 3.6).
Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27:
радиальная для шестерни равная осевой для колеса
осевая для шестерни равная радиальной для колеса
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31:
где KF = KFKF– коэффициент нагрузки; по табл. 3.7 при bd = 086 консольном расположении колес валах на роликовых подшипниках и твердости НВ 350 значения KF = 159; по табл. 3.8 при твердости НВ 350 скорости = 324 мс и 7-й степени точности KF = 125 .
YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
При этом YF1 = 408 и YF2 = 360 (с. 42).
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ 350 = 18 НВ.
Для шестерни = 18270 490 Мпа;
для колеса = 18245 440 Мпа.
Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]' [SF]». По табл. 3.9 [SF]'=175; для поковок и штамповок [SF]»=1. Таким образом [SF]=1751=175.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
Для шестерни отношение
Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни так как полученное отношение для нее меньше.
Проверка зуба колеса:
Условие прочности выполнено.
2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3): для шестерни сталь 45 термическая обработка – улучшение твердость В 230; для колеса – сталь 45 термическая обработка – улучшение но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9)
где Нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 115.
Коэффициент КН несмотря на симметричное расположение колес относительно опор примем выше рекомендуемого. Принимаем предварительно по табл. 3.1 как в случае несимметричного расположения колес значение КН = 115. Принимаем коэффициент ширины венца
по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7)
где для прямозубых передач Ка = 495. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 аW = 250 мм (с. 36).
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: принимаем по ГОСТ 9563 – 60* тn = 4 мм (с. 36).
Определяем суммарное число зубьев Σ для колес со стандартным окружным модулем
Число зубьев шестерни
Проверка межосевого расстояния
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
диаметры вершин зубьев:
диаметры впадин зубьев:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности (с. 32).
Коэффициент нагрузки
где КН = 106 (табл. 3.5); КНα = 107 (табл. 3.4); КН = 105 (табл. 3.6).
Проверка контактных напряжений по формуле (3.6):
Силы действующие в зацеплении прямозубой ступени по формуле (8.3):
Проверка прямых зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
где коэффициент нагрузки KF = KFKF . По табл. 3.7 при bd = 0675 твердости НВ 350 коэффициент концентрации нагрузки KF = 112. По табл. 3.8 коэффициент динамичности KF = 125. Таким образом коэффициент KF = 112 125 = 14; YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (с. 42) при z3 = 25 YF3 = 390; z4 = 164 YF4 = 360.
Допускаемое напряжение по формуле (3.24)
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350 предел выносливости .
Для шестерни = 18230 = 415 Мпа; для колеса = 18200 = 360 Мпа. [SF] = [SF]' [SF]» – коэффициент безопасности где [SF]' = 175 (по табл. 3.9) [SF]» = 10 (для поковок). Следовательно [SF] = 175.
Допускаемые напряжения:
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса для которого найденное отношение меньше.
Проверка на прочность зуба колеса
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [к] = 25 Мпа
Примем dв1 = 22 мм; диаметры подшипниковых шеек dп1 = 30 мм диаметр вала под шестерней dk1 = 20.
У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения по пониженным допускаемым напряжениям [к] = 15 Мпа
Примем диаметр под шестерней dk3 = 40 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом dк2 = 40 мм; диаметр под подшипниками dn2 = 35 мм
Диаметр выходного конца
Принимаем dв3 = 48 мм; диаметры подшипниковых шеек dп3 = 50 мм диаметр вала под зубчатым колеса dк4 = 52 мм.
Конструктивные размеры зубчатых колес.
1. Коническая прямозубая пара.
Определены ранее: de1 = 50 мм и de2 = 250 мм; d1 = 427 мм; 1 = 1118; Re =1277мм; b = 37 мм.
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Длина посадочного участка примем lст = 40 мм.
Коническое зубчатое колесо кованое.
Его размеры: dae1 = 251 мм; b2 = 37 мм.
Диаметр ступицы dст = 16dk2 =1640 = 64 мм; длина ступицы принимаем lст = 50 мм.
Толщина обода 0 = (3÷4) m = (3 ÷4) 25 = 75÷10 мм; принимаем 10 мм.
Толщина диска С = (01÷017) Re = (01÷ 017) 1275 = 1275÷2168 мм; принимаем С = 14 мм.
2. Цилиндрическая пара.
Определены ранее: d3 = 100 мм; d4 = 400 мм; da3 = 108 мм; da4 = 408мм; b3 = 675 мм; b4 = 625 мм.
Диаметр ступицы dCT4 = 16dк4 = 1652 = 83 мм; длина ступицы lст = (12 ÷15) dk4 = (12 ÷15)52 = 62 ÷78 мм принимаем lст = 70 мм. Толщина обода 0 = (25÷4)mn = (25÷4)4 = 10÷16 мм принимаем 16 мм.
Толщина диска С = 03b4 = 03 625 19 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки:
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
принимаем р = 20 мм.
фундаментных принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом принимаем болты с резьбой М12.
Первый этап компоновки редуктора.
Принимаем раздельный способ смазки — подшипники будем смазывать пластичной смазкой зубчатые зацепления будем смазывать окунанием в масло заливаемое в корпус. Раздельная смазка принята из-за того что один из подшипников ведущего вала удален и попадание в него масляных брызг затруднено. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальных осевых линий — осей промежуточного и ведомого валов. Из точки пересечения осей ведущего и промежуточного валов проводим под углом 1 = 11°18' осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 1275 мм. Ось ведомого вала проводим параллельно оси промежуточного вала на расстоянии aw = 250 мм.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам конические шестерню и колесо и цилиндрические шестерню и колесо.
Подшипники ведущего и промежуточного вала расположим в стакане.
Намечаем подшипники: ведущий вал – 30 мм роликовые конические однорядные легкой серии; промежуточный вал – 35 мм роликовые конические однорядные легкой серии; ведомый вал – 50 мм роликовые конические однорядные легкой серии:
Параметры подшипников
Наносим подшипники ведущего вала. Вначале намечаем внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца шестерни. Торец подшипника удаляем от стенки корпуса примерно на у1 = 15 мм.
Заканчиваем очертание контура внутренней стенки корпуса отложив зазор между стенкой и зубьями колеса х = 10 мм.
Проверка долговечности подшипников.
Силы действующие в зацеплении: Ft – 1218 Н; Fr1 = Fa2 = 435 и Fa1 = Fr2 = 87 .
Первый этап компоновки дал f1 = 54 мм и с1 = 86 мм.
Реакции опор (правую опору воспринимающую внешнюю осевую силу Fa обозначим индексом «2»).
Рисунок 1. Расчетная схема ведущего вала.
Проверка: Ry2 – Ry1 + Fr1 = 295 – 730 + 435 = 0.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9)
где для подшипников 7206 коэффициент осевого нагружения е = 036.
Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем случае S1 Fa >0; тогда Pa a2 = S1 + Fal = 631 + 87 = 718 .
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение осевую нагрузку учитываем.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)
где Х = 04 и Y = 164 по табл. 9.18; для заданных условий V = Kб = Kт = l;
Расчетная долговечность млн. об.
Расчетная долговечность ч
где п = 1450 обмин — частота вращения ведущего вала.
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение поэтому при подсчете
эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Эквивалентная нагрузка.
Найденная долговечность приемлема.
Из предыдущих расчетов и компоновки имеем: Ft3 = 2640 Н; Fr3 =960 Н; Ft2 = 1218 Н; Fr2 = 87 Н; Fa2 = 425 Н; c2 = 57 мм; L = 176 мм; f2 = 59 мм.
Рисунок 2. Расчетная схема промежуточного вала.
Определяем реакции опор.
Проверка: Rx3 – Ft3 – Ft2 + Rx4 = 2150 – 26400 – 1218 + 1708 = 0.
где для подшипников 7207 коэффициент осевого нагружения е = 037.
Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем случае S3 > Fa >0; тогда Pa3 = S3 = 712 ; a4 = S3 + Fa2 = 712 + 435 = 1147 .
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение осевую нагрузку не учитываем.
для заданных условий V = Kт = l; Kб = 13.
где п2 = 290 обмин — частота вращения промежуточного вала.
Рассмотрим правый подшипник.
эквивалентной нагрузки осевые силы учитывают.
где Х = 04 и Y = 164 по табл. 9.18;
что соответствует нормативной долговечности редуктора.
Из предыдущих расчетов Ft4 = 2640 ; Fr4 =960 ; c3=55 мм.
Рисунок 3. Расчетная схема ведомого вала.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9):
где для подшипников 7210 коэффициент осевого нагружения е = 037.
Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21) в нашем случае S5 Pa5 = Fa>S6– тогда Ра5 = S5 = 283 ; a6 = S5+ Fa = 283 + 297 = 580 .
Для правого подшипника отношение
e поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
Расчетная долговечность по формуле (9.1) млн. об.
где n3 = 725 обмин – частота вращения выходного вала.
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7210 приемлемы.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Проверочный расчет на смятие проведем лишь одного соединения передающего вращающий момент от выходного вала цилиндрического колеса к ленточному конвейеру так как имеет наименьший диаметр.
Диаметр вала в этом месте dB3 = 45 мм. Сечение и длина шпонки b×h×l=14×9×100 мм глубина паза t1 = 55 мм. Момент Тк3 = Т3 = 520103 Нмм.
Уточненный расчет валов.
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса а именно сечение в месте посадки подшипника ближайшего к шестерне . В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий момент T1.
Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
Материал вала – сталь 45 нормализованная; = 570 МПа (табл. 3.3).
Пределы выносливости -1=043570=246 МПа и -1=058246=142 МПа. Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях
Суммарный изгибающий момент
Момент сопротивления сечения
Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По табл. 8.7 коэффициент = 01.
Коэффициент запаса прочности
Полученное значение s = 36 достаточно.
Пределы выносливости -1=043570=246 МПа и -1=058246=142 МПа.
Сечение А–А. В этом сечении возникает наибольший изгибающий момент; концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Изгибающие моменты:
Результирующий изгибающий момент
Моменты сопротивления сечения нетто:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
По табл. 8.5: к = 16 и к =15; масштабные факторы = 085; = 073 (табл. 8.8); коэффициент 01 (с. 163 и 166).
Общий коэффициент запаса прочности
Сечение В–В. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой шестерни. Наибольшая концентрация напряжений совпадает с краем шестерни где х = 29 мм.
Результирующий изгибающий момент в сечении В–В
Моменты сопротивления по сечению брутто (шпоночная канавка не доходит до сечения В–В)
По табл. 8.7 и = 01.
Прочность вала обеспечена.
Сечение Г–Г. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (табл. 8.5): к = 16 и к =15; масштабные факторы = 08; = 07 (табл. 8.8); коэффициент 01.
Результирующий изгибающий момент в сечении Г–Г
Момент сопротивления изгибу (d = 52 мм; b = 16 мм; t1 = 6 мм)
Момент сопротивления кручению
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Г–Г
Посадки деталей редуктора.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл. 10.13.
Посадки зубчатых колес на валы редуктора по Н7к6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Посадка крышек подшипников Н7h8.
Посадка мазеудерживающих колец на валы Н7js6.
Шейки ведущего и ведомого валов под муфту с отклонением к7.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. По табл. 10.9 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях = 347 МПа и скорости скольжения s = 32 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 2710-6 м2с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И–25А.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом солидол марки УС-2. (табл. 9.14) периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.
В начале сборки ведущего вала закладывают шпонку и напрессовывают коническую шестерню до упора в бурт вала и фиксируют контря гайкой; насаживают мазеудерживающие кольцо; устанавливают роликоподшипники совместно со стаканом надев между подшипниками распорную втулку; затягивают гайкой и контрят.
В промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колеса до упора в бурт вала; затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники предварительно нагретые в масле.
В ведомый вал также закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники.
Собранные валы укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.
Для нормальной работы подшипников следует следить за тем чтобы с одной стороны вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и с другой стороны чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Зазор производится с помощью регулировки подшипников для чего применяют наборы тонких металлических прокладок устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 01; 02; 04; 08 мм.
Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок которые устанавливают под фланцы стаканов. Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг.
Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.
Список использованной литературы.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумовС. А. Чернавский К. Н. Боков И. М. Чернин и др.– 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.: ил.
Общетехнический справочникПод ред. У. Ф. Скороходова – 2-е изд. перераб. И доп. – М.: Машиностроение 1982.–415 с. ил. (Серия справочников для рабочих).
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д. Н. Решетова. М.: Машиностроение 1979. 367 с.

Чертеж ред.cdw