Проектирование цилиндрического редуктора

спецификация.dwg

Designed by CAD InterMech system
Прокладка сливной пробки
Прокладка крышки люка
Шпонка 10Х8Х32 ГОСТ23360-78
Шайба 12.65Г.029 ГОСТ6402-70
Шпонка 8Х7Х32 ГОСТ23360-78
Шайба 12.01.08кп016 ГОСТ11371-78
Манжета ф30 ГОСТ 8752-79
Редуктор вертикальный
Пояснительная записка
Масло И-20А ГОСТ 20799-75

крышка.dwg

Неуказанные размеры валов h14
Маркировать по ГОСТ 2.314-68. Шрифт 5 ГОСТ
-05-1251-75 и алюминиевой пудры ПАП-2 ГОСТ 5494-95.
поверхности смесью эпоксидной смолы К-293 ТУ
- допускается заделывать раковины по наружной
не более 1 мм глубиной не более 0
- на обработанных поверхностях раковины измерением
механическую обработку;
не превышающие по глубине припуск на
поверхностные дефекты в виде раковины
- на подлежащих механической обработке поверхностях
более 5 штук на поверхность;
дефекты измерением не более 0
- на необрабатываемых поверхностях раковины и другие
На отливках допускаются без исправлений :
Нормализация 143 229 НВ.
Неуказанные радиусы не более 8 мм по ГОСТ 10948-64.
Неуказанные формовочные уклоны по ГОСТ 3212-80.
Точность отливки 8-4-11-9 ГОСТ 26645-85
* Обработать в сборе совместно с деталью
ЗФМ 411.13.003 Корпус редуктора.

Курсовой.doc

Мощность на ведомом валу – 3 кВт;
Частота вращения ведомого вала – 70обмин;
Режим работы – тяжелый;
Реверсивность – нереверсивный;
Продолжительность включения 65%;
Сроки службы в годах – 5 лет;
Коэффициент использования привода:
в течении года – 05;
в течении суток – 06.
Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода.
для цилиндрической передачи
для зубчатой передачи
для одной пары подшипников
= 097×096× 0992×098 = 089
Ртр.= Р = 3 кВт089 =34 кВт
Подбираем двигатель не меньшей мощности
Электродвигатель: 4АМ112 по ГОСТ 19523 – 81
Общее передаточное число и передаточные числа ступеней.
Частота вращения вала электродвигателя.
nnom. = nс*(1 – S ) = 750( 1 – 0041 ) = 719 обмин
Общее передаточное число:
Округляем вычисленное значение до ближайшего стандартного взятого из таблицы 2 методических указаний и распределяем его между ступенями редуктора.
Определяем частоты вращения валов.
Мощности передаваемые валами.
Крутящие моменты передаваемые валами.
Сводная таблица параметров редуктора.
Расчет цилиндрической ступени.
Диаметр заготовки шестерни.
Размер характерного сечения шестерни (радиус).
т.к. dз шест 200мм то
Диаметр заготовки колеса.
Размер характерного сечения колеса (радиус).
т.к. dз кол 200мм то
Выбираем марки стали по размерам характерного сечения.
Сталь 40Х улучшенная + закалка ТВЧ; HRC = 45 – 50; НВ 269 – 302;
Сталь 45 улучшенная; НВ 269 – 302; S = 650 МПа
Определение допускаемых контактных напряжений на шестерне и колесе.
- допускаемые контактные напряжения;
- предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов перемен напряжений;
Sн – коэффициент безопасности;
КHL – коэффициент долговечности;
SН = 11 – при однородной структуре
SН = 12 – когда зуб имеет упрочненный слой
где: NНО –базовое число циклов перемен напряжений
NНЕ – эквивалентное число циклов перемен напряжений
под NНЕ понимаем такое число циклов перемен наибольших по величине и постоянных во времени напряжений которые приводят к такому же усталостному эффекту что и фактически действующие.
КНЕ= 05 т.к. режим нагружения тяжелый.
-суммарное число циклов.
LГ - срок службы в годах – 5 лет
КГ – коэффициент использования в течении года – 05
КС – коэффициент использования в течении суток – 06
ПВ – Продолжительность включения 65%
Суммарное число циклов для шестерни:
Суммарное число циклов для колеса:
Имеем NНЕJ>NНOJ следовательно:
Определение GHP по формуле:
Для косозубых зубчатых передач в качестве допускаемого принимаем меньшее из двух полученных по формулам
Определяем допускаемые напряжения изгиба
- предел выносливости по напряжения изгиба при базовом числе циклов перемен напряжений;
SF – коэффициент безопасности
КFL – коэффициент долговечности;
КFC – коэффициент влияния двух стороннего приложения нагрузки;
SF2=165 – поковка и штамповка (зависит от способа получения заготовки)
KFC=1 – при нереверсивной нагрузке.
Коэффициент долговечности равен:
- базовое число циклов.
Расчетное эквивалентное число циклов.
При предварительном расчете (рекомендуется) допустимо:
Определение геометрических параметров передачи.
Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния косозубой передачи.
С = 430 для косозубой передачи
- неравномерность распределения нагрузки.
– коэффициент ширины по ГОСТ 2185-66
Приводим к стандартному aW=140мм
Ориентировочное определение модуля.
-численный коэффициент
= 1100 – для косозубых зубчатых колес.
- коэффициент формы зуба шестерни
предварительно =4 для косозубых зубчатых передач.
Округляем m до ближайшего большего стандартного значения.
Ориентировочное определение угла наклона зуба .
Проверим ограничения по коэффициенту осевого перекрытия эквивалентное неравенству:
Для выполнения условия ограничения по перекрытию
b должно быть больше 9°
Межосевое расстояние при Z=68 α=20° cos20°=0.940
Определяем суммарное число зубьев.
Фактическое передаточное число:
Уточняем угол наклона.
Определение степени точности передачи.
Выбираем степень точности передачи.
Принимаем 9 степень точности.
Проверочные расчеты передачи.
Проверка на выносливость по контактным напряжениям
Zm = 275 МПа12 – коэффициент учитывающий механические свойства материала (стальные зубчатые колеса);
ZН – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
- угол наклона линии зуба на основном цилиндре
- угол профиля производящей рейки
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактной линии.
Для косозубых зубчатых передач
для колес выполненных без смещения
Кн- коэффициент нагрузки.
-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубъями
V –окружная скорость в зацеплении; мс
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку
Для рационального использования механических свойств материалов желательно чтобы недогрузка не превышала 15%.
Проверка на прочность по напряжениям изгиба.
Определяем коэффициент формы зуба YF.
эквивалентное число зубьев
Определяем коэффициент наклона зуба.
Определяем начальные окружности:
Определение напряжений изгиба.
Проверяем значение αW
Окружности вершин зубьев равны:
Диаметр окружности впадин.
Определение сил в цилиндрической косозубой передаче.
Основные параметры рассчитанной ступени.
Параметры общие для шестерни и колеса.
Межосевое расстояние
Расчет валов. Выбор подшипников качения
Предварительный расчет валов.
где:- пониженные допустимые касательные напряжения; для сталей 40 45 принимают
Подбор и проверка шпонок.
Рассчитываем длину ступицы колеса.
Принимаем длину ступицы 45мм.
Выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 для 35.
глубина паза вала t1=5мм
глубина паза втулки t2=3.3мм
Напряжения смятия узких граней шпонки не должно превышать допустимое [G]см=100МПа
Выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 для 25.
глубина паза вала t1=4мм
Определяем конструктивные размеры зубчатого колеса.
Расчетные схемы валов.
Опорные реакции эпюры изгибающих моментов.
Расчет тихоходного вала
Выбор типа подшипника
По диаметру вала под подшипник 35 мм
Для опор 1 и 2 – Роликовый конический однорядный подшипник повышенной грузоподъемности (по ГОСТ 27365-87). Серия диаметров 2 серия ширин 0.
Расстояние между опорами (между точками приложения реакций подшипников)
Рассмотрим плоскость YZ
Построение эпюры изгибающих моментов.
Вал соединяется с валом III посредством цепной передачи через звездочку которая должна передавать крутящий момент Т=105нм и имеет диаметр вала 25мм по [1 с. 413] определяем размеры звездочки.
Ширина венца – 1166мм
Наружный диаметр звездочки – 11527мм
Диаметр впадин – 9145мм
Радиус зубчатого венца – R=204мм
Определяем нагрузку от звездочки по формуле
Рассмотрим плоскость ХZ
Определяем суммарные радиальные нагрузки на опоры
Проверка долговечности выбранного подшипника
Желаемый ресурс часов
Определяем осевую силу на валу
Сила направлена в сторону опоры E
Осевые составляющие Si возникающие от действия радиальных сил
Расчетные осевые силы
Подшипник проверяем по наиболее нагруженной опоре Е
Определяем коэффициенты радиальной Х и осевой Y нагрузок:
Эквивалентная нагрузка в опоре Е
Расчетная долговечность подшипника
Долговечность приемлема такой же подшипник установим и в менее нагруженной опоре K.
Расчет быстроходного вала
Сила направлена в сторону опоры K
Подшипник проверяем по наиболее нагруженной опоре K
Эквивалентная нагрузка в опоре K
Долговечность приемлема такой же подшипник установим и в менее нагруженной опоре E.
Уточненный расчет валов.
Определяем коэффициент прочности по формуле:
[S]=2 2.5 – допустимый коэффициент прочности.
Материал быстроходного вала шестерни – 40Х в=920МПа.
Опасным сечением для быстроходного вала является сечение под опорой К где действует максимальный изгибающий момент Ми= 6806нм и крутящий момент Т1=45нм. Концентратором напряжений является напрессовка подшипника.
Определяем коэффициенты KD и KD:
Коэффициент асимметрии вычисляют по формулам:
mf = 6 так как HB≤350
Определяем эквивалентное число циклов напряжений по формуле:
По справочным данным принимаем:
При NFE>4*106 принимаем Kc=Kc=1.
Определяем значения S b S
Определяем коэффициент запаса прочности:
Материал тихоходного вала выбираем с термообработкой – улучшение Сталь 45. Предел прочности =780МПа.
Определяем предел прочности стали:
Наиболее опасным сечением по нагружению является сечение под опорой Е здесь действует максимальный изгибающий момент Ми=72078нм и крутящий момент Т=105нм. Концентратором напряжений является напрессовка подшипника.
Определяем отношение
Фактор шероховатости
Амплитудные напряжения цикла.
Средние напряжения цикла нормальных и касательных напряжений.
Коэффициент долговечности:
mf = 6 (Сталь 45 термообработка улучшение)
Список используемой литературы:
Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1979.-559 с. ил.
Детали машин: Учеб. Для студентов высш. техн. учеб. Заведений. – 5-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 1991. – 383 с.: ил.
Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1Б. А. Байков В. Н. Богачов А. В. Буланже и др.; Под общ. Ред. д-ра техн. наук проф. Д .Н. Решетова. – 5-е изд. перераб. и доп. М.: Машиностроение 1992. – 352 с: ил.

Вал -шестерня.dwg

Диаметр делительной
Коэффициент смещения
Размер обеспечивается инструментом.
210 250 НВ 2. Острые кромки притупить фаской 0.3х45° 3. Н14

Корпус редуктора - 1.dwg

Корпус общий вид.dwg