Расчет двухступенчатого редуктора цилиндрического
- Добавлен: 24.01.2023
- Размер: 996 KB
- Закачек: 0
Описание
Состав проекта
|
|
Вал-шестерня 1.cdw
|
|
Редуктор.cdw
|
Проектный расчёт валов.doc
|
|
Задание.doc
|
|
оглавление.doc
|
|
Колесо зубчатое.cdw
|
|
Проверочный расчет быстроходной ступени.doc
|
|
выбор масла.doc
|
|
ременная.doc
|
|
Спецификация -1.doc
|
|
Титульный лист.doc
|
|
Спецификация -2.doc
|
|
Литература.doc
|
|
проектный расчет быстроходной ступени.doc
|
|
Проверочный расчёт валов и подшипников.doc
|
|
Выбор и расчёт муфты.doc
|
|
выбор электродвигателя.doc
|
Дополнительная информация
Вал-шестерня 1.cdw
t2 среднего класса точности
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71
Редуктор.cdw
Номинальный момент на ведомом валу М
Частота вращения ведущего вала n
Общее передаточное число и=5
Коэффициент полезного действия
Технические требования
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса
и крышки покрасить маслостойкой краской
жисерой нитроэмалью.
Перед окончательной сборкой стыки фланцев корпуса
покрыть пастой "Герметик".
литра масла марки И-50А
КП.ТПП.02.01.18*.01.
Проектный расчёт валов.doc
1 Проектный расчёт входного вала
2 Проектный расчёт выходного вала
Задание.doc
Кинематическая схема
Исходные данные для проектирования
Мощность на ведомом валу Р = 45 кВт
Частота вращения ведомого вала n = 130 мин-1
Срок службы привода L = 10 лет Кгод. = 0.7 Ксут. = 0.6
оглавление.doc
1. Выбор электродвигателя3
2. Кинематический расчет привода4
3. Числа оборотов и вращающие моменты на валах 5
РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ6
1. Расчет клиноременной передачи6
2. Определение натяжений ветвей8
3. Определение силы действующей на вал .8
РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ (ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА)9
1. Выбор материала зубчатой передачи и допускаемых контактных напряжений []Н9
2 Межосевое расстояние10
5. Проверочный расчет13
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР СТАНДАРТНЫХ ИЗДЕЛИЙ 15
1.Проектный расчет входного вала15
3. Проектный расчет выходного вала15
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ16
1.Проверочный расчет входного вала16
2.Проверочный расчет выходного вала19
3. Подбор подшипников входного вала22
4 Подбор подшипников выходного вала23
ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ24
ВЫБОР СОРТА МАСЛА .25
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ26
Колесо зубчатое.cdw
Термообработка - улучшение HB 248.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Радиусы скругления 2мм. мах.
Проверочный расчет быстроходной ступени.doc
1.Проверка зубьев по контактным напряжениям.
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
2.Проверка зубьев по напряжениям изгиба.
Расчётное напряжение изгиба:
– коэффициент учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче равен
– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев равен
– коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений ().
3.Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя
Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.
– сила нормального давления;
– тангенциальная составляющая силы нормального давления;
– радиальная составляющая силы нормального давления.
выбор масла.doc
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
По таблице устанавливаем вязкость масла.
При скорости V=145 мс рекомендуемая вязкость 34×10-6 м2с.
По таблице принимаем масло индустриальное И-40А по ГОСТ 20799–75.
Подшипники смазываем пластичной смазкой которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через прессмасленки. Сорт смазки – солидол марки УС-2.
ременная.doc
)Передаваемая мощность – Р =55 кВт.
)Вращающий момент на ведущем валу – Т1 =3394 Нм.
)Частота вращения ведущего шкива – n1=1432 обмин.
)Угловая скорость ведущего шкива – w1=150 радс.
)Передаточное число – U1=2.
1 Определение геометрических параметров
По номограмме по частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимается сечение клинового ремня «А».
Определяем диаметр ведущего шкива по формуле:
По ГОСТ 20898-75 принимается диаметр шкива d1=90 мм.
Диаметр ведомого шкива определяется по формуле:
гдеe – коэффициент скольжения e =002.
d2=90×2×(1-002)=1764 мм
Принимаем по ГОСТ d2=180 мм.
Уточняем передаточное число передачи по формуле:
Определяются межосевые расстояния по формулам минимальное:
гдеТ0 – высота сечения ремня для типа «А» Т0=8 мм
amin=055×(90+180)+8»1565 мм.
Определяется расчетная длина ремня по формуле:
По ГОСТ 12841-80 принимается длина ремня LP=850 мм.
Уточняем межосевое расстояние по формуле:
w=05×314×(90+180)=42412 мм
Определяется угол обхвата ведущего шкива по формуле:
т. к. a=15534º>[a]=120º – угол обхвата достаточный.
Определяем число ремней по формуле:
гдеСР – коэффициент учитывающий режим и условия работы передачи принимается по таблице СР=11;
СL – коэффициент учитывающий режим и условия принимается по таблице СL=092;
Сz – коэффициент учитывающий число ремней в передаче предполагая z=23 Сz=095;
Сa – коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива при a=15534º Сa=1;
Р0 – мощность передаваемая одним клиновым ремнем типа «А» по таблицеР0=169 кВт.
Определяем ширину обода шкива по формуле:
гдеl=11 мм f=10 мм – параметры канавок шкива из таблицы.
B=(4-1)×11+2×10=53 мм.
2 Определение натяжения ветвей
Натяжение ветвей определяется по формуле:
гдеV – окружная скорость ремня мс;
q – коэффициент учитывающий центробежную силу при сечении «А» q=018.
3 Определение силы действующей на вал
Спецификация -1.doc
Н а и м е н о в а н и е
КР.ТПП.02.01.18*.00.00.СБ
КР.ТПП.02.01.18*.00.00.ПЗ
Расч.-пояснит. записка
Колесо выходного вала
Втулка уплотнительная
Маслоуказатель жезловый
Титульный лист.doc
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Тюменский государственный нефтегазовый университет >>
Кафедра: Детали Машин
Расчётно-пояснительная записка к курсовому работе по курсу: Детали машин
Спецификация -2.doc
Н а и м е н о в а н и е
КР.ДМ.01.18*.00.00.СБ
КР.ДМ.01.18*.00.00.ПЗ
Расч.-пояснит. записка
Редуктор цилиндрический
АИР 180S4 ТУ 16-525.564-84
Литература.doc
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т. 2.-6-е изд. перераб. и доп.-М.: Машиностроение 1982.-736 с. ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов.-6-е изд. исп.-М.: Высш. шк. 2000.-447 с. ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.-М.: Высш. шк. 1984.-336 с. ил.
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений.-5-е изд. перераб.-М.: Высш. шк.1991.-383 с.: ил.
Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М.: Высш. школа 1975.-551 с. ил.
Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-М.: Машиностроение 1989.-496 с. ил.
проектный расчет быстроходной ступени.doc
Принимаем материал шестерни и колеса: сталь 40ХН НВ269-302 HRC45-50. Термообработка колеса – улучшение термообработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ. Берём значения НВ269 и HRC48
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяются по общей зависимости:
Коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой материала принимается равным
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев принимаем равным
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости принимаем равным
Коэффициент долговечности:
Так как Nk > NHG принимаем ZN равным 1.
Число циклов соответствующее перелому кривой усталости определяем по средней твёрдости поверхностей зубьев:
Ресурс передачи определяется по формуле:
– частота вращения выходного вала:
– число вхождений в зацепление зуба насчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колёс находящихся в зацеплении с насчитываемым)
Предел контактной выносливости для шестерни и колеса вычисляем по формулам:
Допускаемое напряжение для шестерни:
Допускаемое напряжение для колеса:
Допускаемые напряжения можно повысить до значения:
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
Коэффициент запаса прочности принимаем равным
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем равным 1 для шестерни и колеса.
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки принимаем равным
Число циклов соответствующее перелому кривой усталости
Предел выносливости при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам:
Учёт режима нагружения при определении допускаемых напряжений:
Определяется тяжёлый режим (работа большую часть времени с нагрузками близкими к номинальной). Этот режим характерен для зубчатых передач горных машин.
2.Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния
Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости равен 8.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:
– для прямозубых колес;
– коэффициент ширины при симметричном расположении равный 04;
– коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.
– коэффициент учитывающий внутреннею динамику нагружения равен 104;
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы равен 115;
– коэффициент учитывающий приработку зубьев равен 064;
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр колеса
– для прямозубых передач;
– коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:
– коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца оценивают по формуле:
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Фактическое передаточное число
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колёс:
Проверочный расчёт валов и подшипников.doc
Выбор расчётной схемы и определение расчётных нагрузок
Перед буртиком подшипника выполняем канавку для выхода шлифовального круга любой переход это концентратор напряжения здесь вероятнее всего и будет опасное сечение.
Запас сопротивления усталости
Запас сопротивления только по изгибу
амплитуда переменной составляющей цикла напряжения
постоянная составляющая
коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжения на сопротивление усталости
масштабный фактор (по графику)
фактор шероховатости поверхности (по графику)
эффективный к-т концентрации напряжения при изгибе (по табл.)
Запас сопротивления только по кручению
эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении (по табл.)
к-т корректирующий влияние постоянной составляющей цикла 0 00 напряжения на сопротивление усталости
3 Подшипники входного вала.
Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии условное обозначение 208 для которых по каталогу
Определяем эквивалентную нагрузку
вращается внутреннее кольцо
к-т режима нагрузки.
Эквивалентная долговечность
Номинальная долговечность (ресурс)
эквивалентная нагрузка.
для шариковых подшипников.
обобщённый к-т влияния качества металла и условий эксплуатации.
4 Подшипники выходного вала.
Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии условное обозначение 208 для которых по каталогу
Выбор и расчёт муфты.doc
Кулачковые муфты. Принципиальная конструктивная схема кулачковой муфты показана на рисунке. Муфту этого типа применяют когда при небольших габаритных размерах требуется передавать относительно большие вращающие моменты а включения производят сравнительно редко (во время свободного хода после выключения двигателя).
Одна полумуфта (на рисунке это зубчатое колесо с кулачками) сидит свободно на валу. Другая полумуфта связана с валом шпонкой или шлицами и может перемещаться вдоль него. Перемещение производят с помощью рычагов вилок переводных камней и других деталей механизма управления муфтой.
Одним из основных элементов кулачковых сцепных муфт являются кулачки различных профилей. Угол обычно принимают в пределах 3 40. Размеры конструктивных элементов муфты принимают.
где S берут из таблицы в зависимости от ширины В кольцевого паза. Размеры В выполняют с допуском по Н11.
При конструировании кулачковых муфт предусматривают перепад поверхностей С для выхода фрезы.
Полумуфты изготовляют из сталей марок 20Х 20ХН и других с цементацией и закалкой кулачков и посадочной поверхности до твердости HRC 54 60.
выбор электродвигателя.doc
1.Определение расчётной мощности электродвигателя
Предварительно выбираем три электродвигателя с различными числами оборотов и мощностью
Расчёт перегрузки электродвигателей:
По графику нагрузки видно что 50% времени электродвигатель работает с нагрузкой следовательно можно принять мощность электродвигателя равной 55 кВт. так как допустимая перегрузка составляет от номинальной мощности.
2.Кинематический расчёт
Варианты передаточных чисел электродвигателя:
Выбираем электродвигатель марки которому соответствует второй вариант передаточного числа привода.
Число оборотов приводного вала конвейера:
Принимаем тогда у ременной передачи принимаем передаточное отношение:
тогда у зубчатой передачи будет равняться:
3.Числа оборотов и вращающие моменты на валах
Числа оборотов валов привода:
Угловые скорости валов привода:
Мощности на валах привода:
Моменты валов привода:
Рекомендуемые чертежи
- 17.04.2018
