Расчет и проектирование привода с 2-х ступенчатым цилиндрическим редуктором

ред1.cdw

КП.ДМ.09.ВКМ.04.08.61.СП
КП.ДМ.09.ВКМ.04.08.61.ПЗ
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.СБ
Пояснительная записка
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.51
Маслоуказатель жезловый
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.01
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.02
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.03
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.04
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.05
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.06
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.07
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.08
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.09
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.10
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.11
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.12
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.13
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.14
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.15
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.16
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.17
Крышка подшипника глухая
Крышка смотрового окна
Крышка подшипника сквозная

ред3.cdw

КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.СП
Подшипники ГОСТ 8338-75
крышка подшипника глухая
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.49
КПДМ.09.ВКМ.04.08.61.50

ред2.cdw

КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.СП
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.18
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.19
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.20
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.21
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.22
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.23
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.24
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.25
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.26
КПДМ.09.ВКМ.04.08.92.27
Шпонки ГОСТ 23360-78
Штифт 10х25 ГОСТ 3128-70
Болт М16х45.58 ГОСТ 7798-70

Фрагмент.frw

Внутреннюю поверхность редуктора красить маслобензостойкой
снаружи - серой нитрокраской.
Плоскость разъема перед окончательной сборкой смазать
После сборки редуктор обкатать без нагрузки в течение 8 часов.
Пятно контакта для 1-ой ступени - не менее 50% по длине зуба
и не менее 40% по высоте зуба; для 2-ой ступени - не менее 40%
по длине зуба и не менее 30% по высоте зуба.
Боковой зазор в зацеплении 0
мм для 1-ой ступени и 0
После сборки в редуктор залить 18
л индустриального масла
марки И-Г-А-46 ГОСТ 17479.
Техническая характеристика
Число зубьев шестерни
Передаточное число ступени
Передаточное число редуктора
Межосевое расстояние
Технические требования

Деталировка.frw

Неуказанные предельные отклонения размеров: H14
Неплоскостность не более 0
Штамповочные уклоны по ГОСТ 7505-89.
Термообработка - улучшение НВ 230.
Неуказанные предельные отклонения размеров: Н14
Неуказанные радиусы скруглений 0
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
КП.ДМ.09.ВКМ.04.08.92

Курсовая детали машин вроде верный.doc

Федеральное агентство по образованию
Волгоградского государственного технического университета
Курсовой проект по дисциплине
“Детали машин и основы конструирования”
«Рассчитать и спроектировать 2-х ступенчатый привод с 2-х ступенчатым
рядным цилиндрическим редуктором по следующим данным:
мощность на ведомом валу Р3 = 42 кВт;
частота вращения ведомого вала n3 = 40 мин -1;
срок службы Lh = 12500 ч».
Дата получения задания 15.02.09.
Срок защиты проекта май 2009 г.
Руководитель проекта Синьков А.В.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт .. 4 стр.
Расчёт зубчатых передач . .. 5 стр.
Проектный расчёт валов на прочность .. 13 стр.
Конструирование зубчатых колес . . 15 стр.
Геометрические размеры элементов корпуса и крышки редуктора 17 стр.
Эскизная компоновка редуктора . 18 стр.
Подбор и проверка прочности шпонок . .. 20 стр.
Проверка подшипников качения .. 22 стр.
Уточненный расчет валов на выносливость 25 стр.
Система смазки редуктора. Смазочные устройства .. .. 28 стр.
Выбор муфты и проверка ее деталей на прочность 28 стр.
Разработка сборочного чертежа редуктора . . 29 стр.
Список литературы 31 стр.
Кинематическая схема привода
Рис. 1 1-электродвигатель; 2-муфта; 3-редуктор.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Требуемая мощность электродвигателя [9 с.4] кВт
где – общий КПД редуктора [9 с.4].
Здесь [9с.4] – КПД муфты;
[9 с.4] – КПД одной пары зубьев (закрытой);
[9 с.4] – КПД одной пары подшипников качения.
По этой величине с учётом возможности 2-х ступенчатого редуктора (U = 10 ÷ 25) выбираю электродвигатель типа 4AM112MВ6Y3 имеющий мощность P1 = 40 кВт при частоте вращения n1 = 950 мин-1 [9 с.5].
Передаточное число редуктора
Назначаю по ГОСТ 21426 ближайшую величинуUP = 25.
При этом передаточное число 1-й ступени U1 = 5;
Частота вращения каждого из валов мин-1
Ведущего n1=950 мин-1
Угловые скорости валов с-1
Расчёт зубчатых передач
1. Выбор материалов зубчатых колёс и термической обработки
Поскольку мощность привода небольшая для шестерни и колес назначаю качественную углеродистую сталь 45 с твердостью HB 350
Шестерню: сталь 45; термообработка улучшение; твердость 235 предел текучести Т = 540 МПа; временное сопротивление В = 780 МПа; предел выносливости при симметричном цикле при изгибе -1 = 335 МПа [9 с.9].
Для лучшей прирабатываемости твердость колес назначаю (30 ÷ 50) меньше твердости шестерен; Колеса: сталь 45; нормализация 200 Т = 320 МПа; в = 600 МПа; -1 = 260 МПа.
2. Допускаемые напряжения [9с8]
2.1. Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колес как менее твердое.
Коэффициент долговечности
NH = 107; - базовое число циклов
- коэффициент безопасности;
2.2. Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяется для шестерни.
KFL – коэффициент долговечности
SF – коэффициент безопасности
KFC – коэффициент реверсивности.
3. Проектный расчёт на контактную прочность
3.1. Расчет 2-й ступени
Определяем межосевое расстояние тихоходной ступени.
Т3 – крутящий момент на ведомом валу
KH – коэффициент расчетной нагрузки.
a2 – коэффициент ширины колеса.
Определяем полученное значение до стандартного. Назначаю = 280 мм.
3.2. Модуль зацепления мм
m = (001 ÷ 002)×280 = (28 ÷ 56) мм.
По ГОСТ 21426 назначаю m = 40 мм.
3.4. Фактическое передаточное число
Что соответствует ГОСТу
3.5. Геометрические параметры зацепления мм
Диаметры делительных окружностей
Диаметры окружностей выступов
Диаметры окружностей впадин
Фактическое межосевое расстояние
4. Проверочный расчет
4.1. Окружная скорость мс
Степень точности передачи 9 [9с.12].
4.2. Коэффициент расчетной нагрузки
где – коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся зубьев . По 9 степени точности при HB 350 и v2=1 мс =105 [9с.13]
Поскольку фактическая величина коэффициента расчетной нагрузки проверка зубьев на контактную прочность не требуется.
4.3. Силы действующие в зацеплении
4.4. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
где ; YF – зависит от числа зубьев и коэффициента смещения Х.
YF – коэффициент формы зуба.
Относительная прочность зубьев
Т.к. > проверку провожу по зубьям колеса.
Прочность зуба колеса по напряжению изгиба обеспечена.
5. Расчёт 1-й ступени
5.1. Межосевое расстояние
Назначаю KH = 15; a1 = 025
Назначаю aw1 = 200 мм.
5.2. Модуль зацепления
m = (001 002)×200 = (2 ÷ 4)мм;
5.4. Фактическое передаточное число
Что соответствует ГОСТ
5.5. Геометрические параметры зацепления
Фактическое межосевое расстояние 1-й ступени редуктора
6 Проверочный расчет
6.1. Окружная скорость мс
По этой величине при твердости НВ 350 назначаю 8-ю степень точности. [9с.12].
6.2. Коэффициент расчетной нагрузки
По 8-ой степени v1=331 мс и HB350 KHv = 112
Т.к. меньше =15 принятого ранее проверка зубьев на контактную прочность не требуется.
6.3. Силы действующие в зацеплении
6.4. Проверка прочности зубьев на изгиба
Относительная прочность зубьев
т.к. проверку произвожу по зубьям колеса как менее прочного.
Прочность зубьев по напряжению изгиба обеспечена.
Проектный расчёт валов на прочность
1. Выбор материал валов
В редукторах общих по назначению рекомендуется применять среднеуглеродистую улучшенную сталь 45
2. Допускаемые напряжения
В рассматриваемой методике проектный расчет валов выполняют только по напряжениям кручения . Напряжения изгиба концентрация напряжений и переменность напряжений во времени при этом не учитывается. Поэтому в целях компенсации приближенности проектного расчета допускаемые напряжения на кручение применяют пониженными [tк]=(2025) МПа
3. Диаметры ступеней валов
где Т - крутящий момент на рассматриваемом валу
Диаметр входного конца
Диаметр под уплотнение крышки с отв. d`= d1+1; d1`= 22 мм.
Диаметр под подшипник d1``= d`1+2; d1``= 25 мм.
Диаметр под шестерню d1```= d1``+3; d1```= 28 мм.
Диаметр буртика d1Б = d1```+4; d1Б =32 мм.
Ширина буртика l1Б= 10 мм.
3.2. Промежуточный вал
Диаметр наиболее напряжённого участка вала d2``` под колесо 1-й ступени и шестерню 2-й
Назначаю d2```=24 мм
Диаметр под подшипники d2`` определяют по конструктивным соображениям.
По ГОСТ назначаю d2``= 20 мм.
Рис. 3 Промежуточный вал
Назначаю d3 = 60 мм.
d3`= d3 +(1..3)=60+3=63 мм;
d3``= d3`+(1..3)=63+2=65 мм;
Назначаю d3``= 65 мм
d3```= d3``+(3..5)=65+3=68 мм;
d3Б = d3```+(3..5)=68+4=72 мм;
Конструктивные размеры зубчатых колёс
Заготовки зубчатых колес рационально изготавливать методом горячей штамповки.
Рис. 5 Конструкции цилиндрического колеса
Размеры колес полученные ранее мм:
Внутренний диаметр ступицы
Радиусы скруглений R ≥ 6 мм
1. Колесо первой ступени
= 339 мм; = 3325 мм; d2 = d2``` = 24 мм; m= 3 мм.
2. Колесо второй ступени
= 472 мм; = 112 мм; d4 = d3```= 68 мм; m=4 мм.
Геометрические размеры корпуса и крышки редуктора
Корпус и крышку редуктора рационально изготовить литьем из серого чугуна маркой не ниже СЧ15.
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора мм
Толщина верхнего фланца корпуса и нижнего фланца крышки мм
Толщина нижнего фланца корпуса мм
Толщина рёбер жёсткости мм
Диаметр фундаментных болтов мм
Ширина опорной поверхности мм
Диаметр болтов крепящих крышку корпуса мм
Расстояние от края расточки до оси болта крепящих крышку к корпусу мм
Диаметр болтов крепящих смотровую крышку мм
Расстояние от оси d2 до оси болтов бобышки.
a = (11 12) d2 а = (11 12)16=(176 192)
по ГОСТ 3129 назначаю dш=10мм; lш=25мм.10h10x25
Ширина нижнего фланца корпуса мм K1 = 53 мм;
Верхнего фланца K2 = 43 мм.
Расстояние от наружной поверхности корпуса до оси болтов d1 мм С1 = 23 мм болтов d2 С2 = 19 мм. [9с.19]
Рис 6. Размеры основных элементов колес корпуса и крышки
Эскизная компоновка редуктора
Для предотвращения задевания зубчатых колес за стенки корпуса и крышки назначаю радиальный и осевой зазор х = 10 мм; Расстояние между дном корпуса и выступами колеса 2-й ступени y = 20 мм.
Расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса и крышки по длине M и ширине L .
Ширина корпуса внутри
Расстояние между опорами валов
где В =14 мм; –предварительно назначенная ширина подшипников.
Рис. 7 Эскизная компоновка двухступенчатого редуктора
Подбор и проверка прочности шпонок
Размеры поперечного сечения шпонки b и h мм а также глубину паза на валу t1 и в ступице t2 назначают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.
Номинальную длину l шпонки выбирают из стандартного ряда в соответствии с длиной ступицы (шириной) сидящей на валу детали. т.к. срез стандартной шпонки проблематичен выбранные размеры проверяют расчетом на смятие.
где T – крутящий момент на рассматриваемом валу Н мм;
z – число шпонок в рассматриваемом месте;
l – рабочая длина шпонки.(l – номинальная ее длина)
При стальной ступице и спокойной нагрузке [] = 150 МПа; [9с.24].
Рис. 8 К проверочному расчету шпонок
1.1. Шпонка на выходном конце
По d = d1 = 21 мм назначаю b = 6 мм; h = 6 мм; t1 = 35 мм; t2 = 28 мм. По длине полумуфты под цилиндрич. вал l = 32 мм.
1.2. Шпонка под шестернёй
По d1 = d1```= 28 мм назначаю b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм по b1 = 3825 мм назначаю l = 32 мм.
Проверка на прочность не требуется
2. Промежуточный вал
2.1. Шпонка под колесом первой ступени
По d2 = d2```= 24 мм назначаю b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 33 мм.
По длине ступицы = 40 мм назначаю l = 36 мм.
2.2. Шпонка под шестерней 2-ой ступени
По d = d2```= 24 мм назначаю b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 33 мм.
По ширене шестерни b3 = 117 мм назначаю l = 110 мм.
Проверка на прочность не требуется.
3.1. Шпонка на выходном конце
По d = d3 = 60 мм назначаю b = 18 мм; h = 11 мм; t1 = 7 мм; t2 = 44 мм.
Прочность шпонок обеспечена
3.2. Шпонка под колесо 2-й ступени
По d3 = d3```= 71 мм назначаю b = 20 мм; h = 12 мм; t1 = 75 мм; t2 = 49 мм.
По длине ступицы = 80 мм назначаю l = 70 мм.
Подбор подшипников качения
При частоте вращения подшипников n ≥ 1 обмин подбирают по динамической грузоподъёмности.
Требуемая динамическая грузоподъемность определяется по формуле
где Q – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
n – число оборотов вала обмин;
Стабл – табличная грузоподъемность;
m – показатель степени (для шариковых подшипников m = 3).
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:
где Fr Fa – радиальная и осевая силы;
X Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
V – коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце подшипника V=1; при вращающемся внутреннем кольце V=12;
К – коэффициент безопасности; КТ – температурный коэффициент.
В зубчатых редукторах К =13; для прямозубого зацепления Fa=0 ; X=1; Y=0.
Где R – радиальная сила (реакция на более нагруженном подшипнике).
525 – 1532 + 2795 = 0; 0=0.
Эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник по более нагруженной опоре А.
где V=1 [9 стр.27] (вращается внутренее кольцо);
К =13 [9 стр.27] (зубчатая передача);
КТ=1 [9 стр.27] (t0 1000C).
L=(12500*40*950)106 = 475
Cр=162825*47513=127041 Н.
По этой величине и диаметру вала под подшипники d1 = d1``= 25 мм выбираю радиальные подшипники серии № 205 имеющие С= 11 кН и размеры d x D x B = 25G 52 G150 [9 стр.75].
Рис.10.Расчетная схема промежуточного вала
Fn1 = 1532 Н; Fn2 = 4851 Н; b = 36125 мм;
Проверка: RA-Fn1-Fn2+RB=0
Эквивалентная нагрузка по более нагруженной опоре B
Требуемая динамическая нагрузка
По этой величине и диаметру вала d = d2``= 20 мм подбираю подшипники серии № 304 имеющие Стабл = 125 кH и размеры d x D x B = 20 x 52 x 15 мм [9с75].
Рис. 11 Расчетная схема ведомого вала
Fn2 = 4851 Н; f = k =34 мм; h = l - k = 204 - 34= 170 мм.
ΣF RA + RB - Fn2 = 0;
85 + 40425 - 4851 = 0.
Эквивалентная нагрузка на более нагруженной опоре B
Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника
По этой величине и диаметру вала d = d3``= 65 мм подбираю подшипники особо лёгкой серии № 113 имеющие С = 241 кH и размеры d x D x B =
x 100 x 18мм. [9 с.75].
Уточнённый расчёт валов на выносливость
В этом расчете для всех опасных сечений определяют общий коэффициент запаса выносливости
где [n] = 15 ÷ 50 – рациональная величина;
nn – соответственно коэффициенты запаса с учетом только нормальных напряжений (изгиб) и с учетом только касательных напряжений (кручение).
Здесь -1 – предел выносливости материала при симметричном цикле напряжений изгиба; -1 – кручения;
K K – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
– масштабный коэффициент;
– коэффициент учитывающий качество поверхности (в основном – шероховатость и твердость);
– коэффициент асимметрии цикла;
а а – амплитудное; m m – среднее напряжение в цикле.
Fn1 = 1532 H; RA = H; RB = 2795H;
b = 36125мм; c = 161875 мм.
Суммарный изгибающий момент
M = M = 12525 . 36125 = 45247 Н.мм.
Крутящий момент T1 =23099 Н.мм.
По этим данным строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (в масштабе).
-1 = 335 МПа (из 2.1);
= 092; = 10; = 02 [9 с. 34].
Осевой момент сопротивления
= 083; = 01 [9 с. 34].
Полярный момент сопротивления
Выносливость вала обеспечена. Несколько завышенная величина коэффициента запаса выносливость обусловлена работоспособностью подшипников
Посадки зубчатых колес подшипников и т.п.
Для цилиндрических прямозубых колес рекомендуются посадки .
Внутренние кольца подшипников на валы сажают по или .
Наружные кольца подшипников в корпус для обеспечения равномерного износа сажают по или .
Стаканы подшипниковых узлов устанавливают с натягом типа или .
Полумуфты на цилиндрические концы валов устанавливают по следующим посадкам:
при нереверсивной работе без толчков и ударов - ;
при нереверсивной работе с умеренными толчками - или ;
при реверсивной работе с большими толчками и ударами - или .
Крышки в корпус устанавливают с зазором:
для закладных крышек и для накладных крышек со встроенным манжетным уплотнением - .
Поле допуска центрирующего пояска глухой крышки – .
Система смазки редуктора
В редукторах общего назначения обычно применяют картерную систему смазки.
Глубина корпуса (см. рис. 7)
Внутренние размеры корпуса в плане
M = 772 мм = 77 см; L = 18525 мм = 18 см (из 6).
Требуемый объем масла по условиям компоновки
Марку масла выбирают по кинематической вязкости которую в свою очередь назначают по окружной скорости 1-й ступени.
При v1 = 1 мс назначаю масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479 [9 c. 35].
В редуктор залить 1823 л масла И-Г-А-68 ГОСТ 17479.
Выбор муфты и проверка ее деталей на прочность
В приводах общего назначения чаще всего в качестве моторных применяют упругие втулочно-пальцевые муфты типа МУВП. Типоразмер муфты выбирают по расчетному крутящему моменту
где kp – коэффициент режима работы; kp = 125÷15 [9 с. 42].
Tp = 15 . 44515= 667725 Н.мм
По Тр выбираю муфту способную передавать Т1 = 445 Н.м [9 с. 43]. У этой муфты D0 = 68 мм; dn = 10 мм; z = 6; db = 19 мм; lb = 15 мм.
Рис. 12 Муфта упругая втулочно-пальцевая
У выбранной муфты проверяю пальцы на изгиб
где [и] = 90 МПа – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев;
Втулки проверяю на смятие
Выбранная муфта работоспособна.
Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е перераб. и доп. М. «Машиностроение»1972.
Гжиров Р.И. Краткий справочник конструктора: Справочник – Л.: Машиностроение Ленингр. отд-ние1983.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 7-е изд. испр. – М.: Высш. шк. 2001.
Левицкий В.С. Машиностроительное черчение: Учеб. для втузов – 2-е изд. испр. и доп. – М.: Высш. шк. 1994.
Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет проектирование и обслуживание опор: Справочник. – М.: Машиностроение 1983.
Расчеты деталей машин И.М.Чернин А.В. Кузьмин Г.М. Ицкович. 2-е изд. перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк. 1978.
Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк. 1980.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк. 1991.
Костин В.Е. Щеглов Н.Д. Курсовое проектирование по деталям машин (расчет и конструирование цилиндрических зубчатых передач): Учеб. пособие ВолгГТУ Волгоград 2004.

крышка.cdw

Подвергнуть искусственному старению.
Формовочные уклоны по ГОСТ 3212-80.
Неуказанные литейные радиусы 2 4 мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров
механической обработкой: H14
Обработку по размерам в квадратных скобках производить
совместно с корпусом редуктора.
Непараллельность осей расточек под подшипники не более 0
Несовпадение осей расточек под подшипники с плоскостью разъема
КП.ДМ.09.ВКМ.04.08.92