Расчет двухступенчатого конического цилиндрического редуктора
- Добавлен: 24.01.2023
- Размер: 883 KB
- Закачек: 1
Описание
Состав проекта
|
|
ВАЛ детали.cdw
|
|
|
6. Конструктивные размеры зубчатых колес.doc
|
|
Выбор муфты.doc
|
|
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора.doc
|
|
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора..doc
|
|
2. Расчет клиноременной передачи.doc
|
|
3. Расчет конической зубчатой передачи редуктора.doc
|
|
8. Первый этап компоновки..doc
|
|
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.doc
|
|
5. Предварительный расчет валов.doc
|
|
Специф муфта.Кdoc.doc
|
|
Вал-шестерня деталь.cdw
|
|
Муфа.cdw
|
|
Колесо коническое дет.cdw
|
|
редуктор новый.cdw
|
Дополнительная информация
ВАЛ детали.cdw
Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстия- по Н14; валы- по остальные по
6. Конструктивные размеры зубчатых колес.doc
1. Быстроходная ступень.
Шестерню выполняю за одно целое с валом её размеры:
Колесо кованное его размеры:
Диаметр ступицы стального колеса:
но не меньше 8мм. Принимаю
Диаметр центровой окружности отверстий:
где - внутренний диаметр обода
2. Тихоходная ступень.
Шестерню выполняю насадной её размеры:
Диаметр центровой окружности:
где - внутренний диаметр обода;
Выбор муфты.doc
Для соединения вала барабана и вала привода выбираем по [4с.138 табл.36]
Муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75. Она отличается простой конфигурацией и удобством монтажа и демонтажа. Муфта является электроизолирующей. Упругие элементы смягчают удары и вибрации компенсируют небольшие погрешности монтажа и деформации валов. Материал полумуфт - сталь 35 материал пальцев - сталь 45. Упругие элементы изготовлены из резины
Муфту выбираем по расчетному моменту и большему диаметру соединяемых валов.
Выбираем муфту МУВП 1000-50-I: (; ; ; ; ; )
Пальцы рассчитывают на изгиб по условию прочности:
Для пальцев принимаем сталь 45
- условие выполняется.
Втулки рассчитываются на смятие по условию:
- условие выполняется
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора.doc
вращающий момент на колесе
скорость вращения колеса
время работы передачи
1. Выбор материала для зубчатых колес.
Согласно [2 с.9 табл. 1] выбираю для колеса Сталь 45 термообработка
улучшения и твердостью поверхности HB 235 262 () шестерни – сталь 40Х с термообработкой улучшения и закалкой ТВЧ с твердостью поверхности зубьев HRC 45 50.
2. Расчет допустимых напряжений.
Допустимые контактные напряжения и напряжения изгиба определяю отдельно для колеса и и шестерни и в зависимости от материала и их термообработки с учетом времени работы передачи
Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб
Число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости определяю по графику [2 с.8 рис. 5] в зависимости от средней твердости HBср и HCRср.
Средняя твердость материалов
Число циклов перемены напряжений
Действительное число циклов перемены напряжений:
Число циклов перемены напряжений за время работы передачи
Коэффициент долговечности
Согласно [2 с.9 табл. 1]
С учетом времени работы передачи контактные напряжения и напряжения изгибов зубьев:
Предельное значение допустимых напряжений:
За расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес принимаю
3. Проектировочный расчет.
Межосевое расстояние передачи
для косозубых колес;
- коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке .
Принимаю режим нагрузки III – средний нормальный.
Коэффициент режима нагрузки .
Коэффициент межосевого расстояния выбираю из ряда стандартных чисел в зависимости от расположения колес относительно опор при несимметричном расположении 04.
Округляю межосевое расстояние в большую сторону до ближайшего стандартного значения
Предварительные основные размеры колеса:
делительная окружность:
Принимаю из стандартного ряда .
Суммарное количество зубьев и угол наклона.
Суммарное число зубьев зависит от угла наклона зубьев
Полученное значение округляю в меньшую сторону до целого числа и определяю действительное значение угла
Число зубьев шестерни и колеса.
Количество зубьев шестерни:
Количество зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Диаметры зубчатых колес
делительные диаметры :
диаметры окружностей вершин и впадин
Определяю силы в зацеплении
4. Проверочный расчет на контактную прочность и напряжения изгиба
Зубья колес проверяю по напряжениям изгиба.
Расчетное значение напряжения изгиба
Коэффициент зависит от угла наклона зубьев и степени точности зацепления которая определяется в зависимости от окружной скорости колеса [2 с.14 табл. 6]
Этой скорости соответствует степень точности 9. При степени точности 9 [2 с.14 табл. 5].
- коэффициент концентрации нагрузки. Для колес которые прирабатываются во время работы .
- коэффициент динамической нагрузки [2 с.15 табл. 8]. .
Коэффициент зависит от угла наклона зубьев:
- коэффициент формы зуба зависит от числа зубьев шестерни и колеса.
Зубья колес проверяю на контактную прочность
для косозубых передач.
зависит от степени точности [2 с.16 табл. 10]. .
- коэффициент концентрации нагрузки
Начальный коэффициент концентрации нагрузки принимают в зависимости от схемы передачи и коэффициента [2 с.11 табл. 3]
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора..doc
1. Толщина стенки корпуса редуктора:
2. Толщина стенки крышки редуктора
3. Толщина верхнего фланца корпуса:
4. Толщина нижнего фланца корпуса:
5. Толщина фланца крышки редуктора:
6. Диаметр фундаментных болтов:
Принимаю болт с резьбой М18.
7. Число фундаментных болтов:
где и - длина и ширина основания корпуса в мм. Во всех случаях .
8. Диаметр болтов стягивающих корпус и крышку у бобышек:
Принимаю болт с резьбой М14.
9. Диаметр болтов стягивающих фланцы корпуса и крышки:
Принимаю болт с резьбой М10.
10. Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:
11. Толщина ребер корпуса:
12. Минимальный зазор между колесом и корпусом:
13. Координата стяжного болта у бобышек
2. Расчет клиноременной передачи.doc
вращающий момент на ведущем шкиве
угловая скорость ведущего шкива
передаточное отношение
кратковременные перегрузки
время работы передачи
Передача работает в одну смену.
1.Принимаю клиноременную передачу с ремнями нормального сечения. По [4 c.16 табл. 1] для вращающего момента принимаю клиновой ремень сечения «А». Размер сечения ремня [4 c.16 табл. 2]:
расчетная ширина ремня
площадь сечения ремня
2. Диаметр ведущего шкива
где – коэффициент зависящий от типа ременной передачи. Для клиновых
ремней нормального сечения . Принимаю
Диаметр ведущего шкива округляю до стандартного значения по [4 c.17 табл. 3].
Диаметр ведомого шкива
где - коэффициент скольжения для клиноременных передач .
Диаметр ведомого шкива округляю до стандартного значения. Принимаю .
3. Угловая скорость ведомого шкива.
4. Действительное передаточное отношение
Отклонение передаточного отношения от заданного
5. Коэффициент долговечности
где - условная долговечность ремня.
6.Межосевое расстояние.
Округляю длину ремня до стандартного значения [4 c.17 табл. 5] .
8.Межосевое расстояние при стандартной длине ремня.
Минимальное межосевое расстояние необходимое для одевания ремня
Наибольшее межосевое расстояние необходимое для компенсации отклонений от номинала по длине ремня и его удлинения
9.Угол обхвата на малом шкиве
10. Коэффициент учитывающий угол обхвата на меньшем шкиве
Коэффициент учитывающий длину ремня нахожу по [4 с.18 табл. 6].
При для нормальных клиновых ремней принимаю .
Коэффициент режима нахожу по [4 с.18 табл. 7]. Принимаю .
Коэффициент учитывающий передаточное отношение
11. Эквивалентный диаметр шкива
13. Полезное напряжение
Значения коэффициентов выбираю по [4 с.18 табл. 8].
14. Допускаемое полезное напряжение проектируемой передачи.
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремням выбираю по [4 с.21 табл. 17]. Принимаю .
Округляю число ремней до целого числа .
16. Определяю рабочий коэффициент тяги
где - исходный коэффициент тяги соответствующий ;
- коэффициент режима при односменной работе;
Определяю коэффициент
17. Силы действующие в передаче:
натяжение от центробежных сил
натяжение ведущей ветви
натяжение ведомой ветви
натяжение ветвей в покое
сила действующая на вал при работе
сила действующая на вал в покое
3. Расчет конической зубчатой передачи редуктора.doc
вращающий момент на колесе
скорость вращения колеса
время работы передачи
1. Выбор материала для зубчатых колес.
Согласно [2 с.9 табл. 1] выбираю для колеса Сталь 45 термообработка
улучшения и твердостью поверхности HB 269 302 () шестерни – сталь 45 с твердостью поверхности HB 269 302 ().
2. Расчет допустимых напряжений.
Допустимые контактные напряжения и напряжения изгиба определяю отдельно для колеса и и шестерни и в зависимости от материала и их термообработки с учетом времени работы передачи
Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб
Число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости определяю по графику [2 с.8 рис. 5] в зависимости от средней твердости HBср.
Средняя твердость материалов
Число циклов перемены напряжений
Действительное число циклов перемены напряжений:
Число циклов перемены напряжений за время работы передачи
Коэффициент долговечности
Согласно [2 с.9 табл. 1]
С учетом времени работы передачи контактные напряжения и напряжения изгибов зубьев:
Предельное значение допустимых напряжений:
За расчетное допускаемое контактное напряжение для прямозубых конических колес принимаю
3. Проектировочный расчет.
Диаметр внешней делительной окружности
где для прямозубых колес;
- коэффициент концентрации нагрузки
Принимаю режим нагрузки III – средний нормальный.
Коэффициент режима нагрузки .
- начальный коэффициент концентрации нагрузки принимаю в зависимости от схемы передачи и коэффициента [2 с.11 табл. 3]
Конусное расстояние нахожу по формуле
- угол делительного конуса колеса
Внешний торцевой модуль передачи
где для колес с прямым зубом;
- коэффициент концентрации нагрузки. Для колес которые прирабатываются во время работы;
Принимаю из стандартного ряда .
Количество зубьев колеса.
Количество зубьев шестерни
Фактическое передаточное число
Конечные размеры колес.
Углы делительных конусов:
Делительные диаметры:
Определяю силы в зацеплении.
Окружная сила на среднем диаметре колеса
Осевая сила на шестерни:
Радиальная сила на шестерни:
Осевая сила на колесе:
Радиальная сила на колесе:
4. Проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
Зубья колес проверяю по напряжениям изгиба.
Расчетное значение напряжения изгиба
- коэффициент динамического нагружения. Коэффициент зависит от степени точности зацепления которая определяется в зависимости от окружной скорости колеса [2 с.14 табл. 6]
Этой скорости соответствует степень точности 8. [2 с.15 табл. 8].
- коэффициент концентрации нагрузки. Для колес которые прирабатываются во время работы .
- коэффициент формы зуба зависит от числа зубьев шестерни и колеса.
Прочность зубьев колес по напряжениям изгиба обеспечена.
Зубья колес проверяю на контактную прочность
где [2 с.17 табл. 10]
Перенапряжение составляет:
что меньше 5% и допустимо.
8. Первый этап компоновки..doc
Компоновку редуктора выполняю в 2 этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива ременной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
1. Компоновочный чертеж выполняю одной проекцией – разрез
валов при снятой крышке редуктора.
Примерно посередине листа провожу две взаимно перпендикулярных оси валов быстроходной ступени и третью ось на расстоянии межосевого расстояния
2. Вычерчиваю конические и цилиндрические зубчатые колеса упрощено в виде прямоугольников. Конические зубчатые колеса в виде усеченных конусов.
3. Очерчиваю внутреннюю стенку корпуса.
Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали:
где - толщина стенки корпуса;
Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки редуктора:
Наименьший зазор между внутренней стенкой крышки редуктора и зубчатым колесом:
Расстояние между вращающимися колесами смежных ступеней:
Расстояние между зубчатым колесом и валом:
Расстояние от окружности выступов наибольшего зубчатого колеса до внутренней поверхности днища:
Расстояние между подшипниками консольного вала коническо-цилиндрического редуктора:
где - внутренний диаметр подшипника;
Длина консольного участка вала под ступицу вращающейся детали выбираю по длине ступицы:
4. Предварительно намечаем радиально-упорные конические подшипники легкой серии; габариты подшипников выбираю по диаметру вала в месте посадки подшипника
Условное обозначение
5. Решаю вопрос о смазывании подшипников. Принимаю для подшипников пластичный смазывающий материал.
6. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаю мазеудерживающие кольца.
7. Размеры шкива ременной передачи:
8. Из первого этапа компоновки имею:
для быстроходного вала
для промежуточного вала
для тихоходного вала
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.doc
Подобрать электродвигатель и выполнить кинематический расчет учитывая следующие исходные данные:
окружная сила на барабане Ft=29 кН
окружная скорость барабана V=124 мс
диаметр барабана D=0380 м
1. Мощность на выходном валу привода [1 с.5]
2. Коэффициент полезного действия привода
Принимаю к.п.д. [с.6 табл. 1]:
зубчатой конической передачи ;
зубчатой цилиндрической передачи ;
одной пары подшипников ;
3. Требуемая мощность электродвигателя [1 с.6]
4.Выбираю трёхфазный асинхронный короткозамкнутый
электродвигатель серии 4А112М4УЗ основного исполнения по ГОСТ 19523-81 у которого:
5. Передаточное отношение [1 с.8]
где - частота вращения вала электродвигателя;
- частота вращения выходного вала привода [1 с.6]
6. Разбиваю передаточное отношение по ступеням в соответствии с рекомендациями [1 с.8 табл. 2]
Согласно [1 с.8 табл. 2] предварительно принимаю тогда:
Принимаю по ГОСТ 2185 для двухступенчатого редуктора передаточное число редуктора
7. Отклонение передаточного отклонения от заданного
8. Угловая скорость вращения всех валов:
вала электродвигателя
быстроходного вала редуктора
промежуточного вала редуктора
тихоходного вала редуктора
9. Мощность на валах:
на валу электродвигателя
на быстроходном валу редуктора
на промежуточном валу редуктора
на тихоходном валу редуктора
10. Вращающие моменты на валах:
5. Предварительный расчет валов.doc
Предварительный расчет валов выполняю на кручение по пониженному допускаемому напряжению с учетом деформации изгиба и концентрации напряжений.
1. Быстроходный вал.
Определяю диаметр входного конца вала редуктора:
Диаметр вала округляю до ближайшего значения линейного размера. Принимаю .
Ориентировочно диаметр вала в месте установки подшипника
где - глубина шпоночного паза в ступице.
Диаметр буртика под подшипник:
где - координата фаски подшипника
Шестерню выполняю за одно целое с валом.
2. Промежуточный вал.
Диаметр вала под колесом при
Для удобства установки зубчатых колес на валу целесообразно предусмотреть буртики диаметр которых:
где - размер фаски ;
Ширину буртика принимаю
Диаметр выходного конца вала при :
Если диаметр впадин зубьев шестерни
то с целью экономии материала вала шестерню выполняю насадной.
Диаметр вала под подшипник:
Вал-шестерня деталь.cdw
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Ширина венца шестерни
Острые кромки зуба притупить
Неуказаные радиусы скруглений 5 max
Неуказаные пределы отклонения размеров h14.
Муфа.cdw
отверстия- по Н14; валы- по остальные по
Колесо коническое дет.cdw
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Острые кромки зуба притупить
Неуказаные радиусы скруглений 5 max
Неуказаные пределы отклонения размеров H14.
редуктор новый.cdw
Рекомендуемые чертежи
- 17.04.2018
