Расчет конического редуктора привода брикетного пресса

М.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Ульяновский государственный технический университет
Кафедра: ”Основы проектирования машин”
Расчетно-графическая работа №1
Техническое задание3
Проектирование редуктора4
1 Кинематический и силовой расчет редуктора4
2. Определение основных параметров конической передачи4
2.1. Геометрический расчет передачи7
2.2 Силы в зацеплении конических передач9
3 Проектный расчет валов 9
3.1 Конструирование валов9
3.2 Определение параметров колеса 10
3.3 Расчет крышек и стаканов для подшипников 10
4 Расчет подшипников качения 11
4.1 Расчет подшипников качения быстроходного вала 11
4.2 Расчет подшипников качения тихоходного вала 12
5 Уточненный расчет валов 14
5.1 Расчет быстроходного вала 14
5.2 Расчет тихоходного вала 19
6. Расчет шпоночного соединения 23
7 Компоновка редуктора 24
Рис. 1.1. Привод брикетного пресса
Компенсирующая муфта
Кривошипно-ползунный механизм
Материал шестерни сталь 45
Материал колеса сталь 40
Режим нагружения постоянный
Расчетный ресурс 36000 ч.
Проектирование редуктора
1 Кинематический и силовой расчет редуктора
Угловая скорость быстроходного вала
w1=w2*U=23.3*3.15=73.39 радс.
Частота вращения быстроходного вала:
Работа силы полезного сопротивления Апс за период численно равна площади фигуры заштрихованной на рис. 1.2.
Апс=(06+02)2*Fпс*Н=04*1900*034221=260 Н*м.
Вращающий момент на тихоходном валу:
Вращающий момент на быстроходном валу:
Кратковременный пиковый момент на тихоходном валу
Тпик=Т2*kпер=4545 Нм * 1.7 = 77.265 Нм.
Потребляемая мощность
P1=T1*w1=1334*73.39=979.02 кВт.
Выбираем двигатель 4А90LB843
2 Определение основных параметров конической передачи
Предварительное значение диаметра основания делительного конуса колеса.
По рис. 4.3 [178] класс нагрузки Н10.
Коэффициент нагрузки К’H= К’Нa * К’Нb * К’Нu
Коэффициент долговечности Кнд=1.
Предварительное значение окружной скорости
Коэффициент Сu=10 [195] тогда:
Коэффициент КНa=1 [192].
Отношение ширины колеса b к среднему диаметру шестерни dm1
Коэффициент КоНb=114 [193].
Коэффициент К'Нu=104 [196].
Коэффициент К’Н=1*114*104=119 тогда
Т’р=Тmax*Kнд*Кн=4545*1*119=5889 Нм
Допускаемое контактное напряжение:
qН=122+021*U=122+021*315=1.881 [1127]
В соответствии с единым рядом главных параметров [151]принимаем ближайшее стандартное значение de2 = 100 мм.
Проверяем фактическое контактное напряжение. Уточняем фактическую скорость:
Коэффициент КНb= К’Нb=114
Окончательно коэффициент КН=1*114*104=119
Фактическое контактное напряжение
Перегрузка по напряжению
Для устранения перегрузки немного повысим твердость колеса.
Отсюда требуемая средняя твердость колеса HB2потр = 271.
Принимаем окончательную твердость колеса НВ2 261-296
Предел текучести [1133] sT=2785265*750=7883
Наибольшее допускаемое контактное напряжение [190] [sHmах] = 28 sT =28*7883=22062
Максимальное контактное напряжение
Определяем модуль. Число зубьев колеса
(коэффициент К =18 [1127]).
Число зубьев шестерни
z’1= z’’2U=613.15=1936
Принимаем z = 19; z'2 = uz = 315*19 = 5985.
Ближайшее целое число z2 = 60.
Фактическое передаточное число
Такая точность необходима для геометрического расчета передачи. Отклонение передаточного числа от заданного
DU=(Uф-U)U=(31578-315)315=007% 4%
Сначала проверяем колесо которое в данном случае слабее шестерни. Угол делительного конуса
d2=arctg U = arctg 3.15=723°
Биэквивалентное число зубьев колеса при m = 35° [1128]
zvn2=z2(0.55*cos2)=60(0.55*cos72.3)=360
Относительное смещение [1129] xn2 = - 03 для z1 = 19. Коэффициент формы зуба колеса [1101] Y f2 = 363.
Ширина венца [1126] b’=0.285*Re
Внешнее конусное расстояние [1126]
Тогда b’=0.285*524=14.9
Принимаем b = 15 мм.
f = 094 + 008*и = 0.94+0.08*3.15 = 1.19.
Ft=2*Tmax(0.857*de2)= 2*45450(0.857*100) = 1060 H.
Коэффициент долговечности Kfд=1.
Коэффициент нагрузки К’F= К’Fa * К’Fb * К’Fu
Коэффициент распределения нагрузки КFа =1 [192].
Начальный коэффициент концентрации КoF = 1.08 [194] для bdn2 = 06.
Коэффициент концентрации КF = 1.03 [1133]
Коэффициент динамичности KFv= 104 [197]
Следовательно KF = 1*1.03* 104=1.07.
Допускаемое напряжение [190]:
Проверяем статическую прочность. Наибольшее допускаемое напряжение [190]
Максимальное напряжение
Проверяем прочность шестерни на изгиб
zvn1=z1(0.55*cos1)=19(0.55*cos177)=3626
Относительное смещение [1129] xn1 = 03 для z1 = 19. Коэффициент формы зуба колеса [1101] Y f1= 36.
Для стали 45 [F]=2*HB=2*271=542>F1
Наибольшее допускаемое напряжение [F2max]=732 [190]
Окончательные параметры передачи
de2=100 мм; U=3.15; b=15 мм; mte=1.56 мм ; z1=19 ; z2=60 ; m=35 ; 1=17.7 ; 2=723 ; Re=524 мм;
HRC1 180-350; HB1 261-296
2.1 Геометрический расчет конической передачи
Число зубьев плоского колеса
Среднее конусное расстояние
R = Re - 05b = 524-05*15= 449 мм.
Расчетный модуль в среднем сечении
Высота головки зуба в расчетном сечении
ha1 = (1 + хn1)mmn = (1 + 03)*2 = 2.6 мм;
ha2 = (1 - хn2)mmn = (1 - 03)*2 = 1.4 мм;
Высота ножки зуба в расчетном сечении
hf1 = (1.25 - хn1)mmn = (1.25 - 03)*2 = 1.9 мм;
hf2 = (1.25 + хn1)mmn = (1.25 + 03)*2 = 3.1 мм;
a1 = 1 + a1 = 17.7+ 3.99 = 2169
a2 = 2 + a2 = 723 + 2.45 = 74.75
f1 = 1 – f1 = 177 – 2.45 = 15.25
f2 = 2 + f2 = 72.3 - 3.99 = 68.3
Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец
Δhae1= 0.5*b*tga1=0.5*15*0.0698=0.523 мм;
Δhae2= 0.5*b*tga2=0.5*15*0.0428=0.321 мм;
Внешняя высота головки зуба
hae1=ha1+ Δhae1=2.6+0.523=3.123 мм;
hae2=ha2+ Δhae2=1.4+0.321=1.721 мм;
Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний
Δhae2= Δhfe1=0.321 мм.
Δhae1= Δhfe2=0.523 мм.
Внешняя высота ножки зуба
hfe1=hf1+ Δhfe1=1.9+0.321=2.221 мм;
hfe2=hf2+ Δhfe2=3.1+0.523=3.623 мм;
Внешняя высота зуба
he= hfe1 + hae1= hfe2 + hae2= 3.123 +2.221 = 1.721 + 3.623 = 5.344 мм.
Диаметр основания конуса шестерни
de1=de2*z1z2=100*1960=3166
Диаметр вершин зубьев
dae1=de1+2*hae1*cos1=316+2*3.123*095=37533 мм;
dae2=de2+2*hae2*cos2=100+2*1.721*0.27=100.92 мм;
Диаметр впадин зубьев
dfe1=de1-2*hfe1*cos1=28.123-2*2.22*0.96=23.86 мм;
dae2=de2+2*hae2*cos2=100-2*3.623*03=978 мм;
2.2 Силы в зацеплении конических передач.
Примем правый наклон зуба шестерни и направление ее вращения по часовой стрелке.
Осевая сила на шестерне
Коэффициент γa [1139].
γa = 0444 *sin 1 + 07cos 1 = 0134 + 0212 = 034.
Тогда Fal = 1060 * 034 = 3604 Н.
Радиальная сила на шестерне
Коэффициент γr [1139].
γa = 0444 *sin 2 - 07cos 2 = 0134 - 0212 = -0078.
Тогда Frl = 1060 * (-0078) = -8268 Н.
Осевая сила на колесе
Fa2 = -Fr1 = 8268 Н.
Радиальная сила на колесе
Fr2 = -Fa1 = -3604 Н.
3 Проектный расчет валов
T1=13.34 H*м; T2=45.45 H*м;
Значения d взяты из стандартного ряда. Марка стали для валов 45.
3.1 Конструирование валов
Размеры цилиндрического конца вала: d=17 ; c=06 ; r=1.5 ; dn=20 ; t=27;
Длина шпоночного паза
Принимаем lш=32 мм[1302]
Размеры цилиндрического конца вала: d=17 ; c=06 ; r=1.5 ; dn=20 ; t=32;
3.2 Определение параметров колеса
Диаметр шейки ступицы колеса
lст=d*(1.2..1.4)=30 мм
S=2.5*mn2+2=2.5*2+2=7мм
3.3 Расчет крышек и стаканов для подшипников
Для быстроходного вала
Стакан из чугуна СЧ15
D=47; =5 мм; d=6 мм; z=4
Диаметр фланца крышки
Dф=Dа+4*d=57+20=77 мм
Крышка для подшипника из из чугуна СЧ15
Диаметр фланца крышки принимаем Dф=77 мм
Для тихоходного вала
4 Расчет подшипников качения
4.1 Расчет подшипников качения быстроходного вала
Произведем выбор подшипников на вал.
Для быстроходного вала – роликоподшипники конические однорядные легкой серии α=12-16 7304
d=20; D=47; T=155; B=14; c=12; r= 1 ; r1=1 е=035
C0r=16600 Н; C=26000 Н
Рис.2.4.1.1 Быстроходный вал
а=T2+(d+D)*e6=1552+(20+47)*0.35 6=1166 мм;
l1=l4+T-a=9+155-1166=128 мм
l3=l5+T-a=40+155-1166=43.8 мм
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Радиальные нагрузки на подшипнике
Осевые составляющие от радиальных нагрузок
S1=0.83*e*Fr1=0.83*035*6362=328 H
S2=0.83*e*Fr2=0.83*035*1464=536 H
Расчетные осевые нагрузки на подшипники
Fa1=S2-FА=536-843=-307 H что меньше Fa1=S1=328 H
Fa2=S1+FА=328+843=1171 H что больше Fa2=S2=536 H
Принимаем Fa2=1171 H
Наиболее нагруженным является второй подшипник.
Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника 2
Где Х=1; Y=0; V=1 ; KБ=1.3; KТ=1.1 [313].
Расчетный ресурс подшипника
где m=103 для роликоподшипников
Расчетный ресурс больше требуемого ресурса 36000 ч.
4.2 Расчет подшипников качения тихоходного вала
Частота вращения тихоходного вала
Для тихоходного вала – роликоподшипники конические однорядные легкой серии α=12-16 7304
Рис.2.4.2.1 Тихоходный вал
Fa1=S2-FА=336-843=-507 H что меньше Fa1=S1=160 H
Fa2=S1+FА=160+843=1003 H что больше Fa2=S2=336 H
Принимаем Fa2=1003 H
Где Х=04; Y=166; V=1 ; KБ=1.3; KТ=1.1 [313].
5 Уточненный расчет валов
5.1 Расчет быстроходного вала
Рис.2.5.1.1 Быстроходный вал
Эпюры изгибающих и крутящих моментов
Для построения эпюр моментов воспользуемся методом сечений. Изгибающий момент в сечении вала равняется сумме моментов всех сил расположенных по одну сторону от данного сечения. Изгибающий момент считается положительным если в рассматриваемом сечении сжатые слои вала располагаются вверху. В пределах длины учаска вала изгибающий момент строится по линейному закону. Следовательно для построения эпюры достаточно определить изгибающие моменты в сечениях и на концах всех участков вала.
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости на левом и правом конце
Участок Мх2=-Fm*l3= -317*0.03=-14 H*м
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости на левом и правом конце
Участок Му4=R2у*l2= -135*0.035=-05 H*м
Суммарные изгибающие моменты на левом и правом конце
Крутящие моменты на участках вала:
Опасные сечения вала
Из двух сечений 3 и 4 оставляем для расчета наиболее нагруженное сечение 4. Из двух сечений 1 и 2 выбираем 1. Не рассчитываем сечение 5 т.к. оно больше по диаметру чем 4 и менее нагружено.
Таким образом оставляем для расчета сечение 14
Эквивалентное напряжение в сечениях вала.
Изгибающие моменты находим по эпюре суммарных изгибающих моментов.
Крутящие моменты в намеченных сечениях вала определим по эпюре крутящих моментов:
Моменты сопротивлений сечений вала при изгибе Wи и кручении:
Номинальные напряжения изгиба и кручения в сечениях вала:
Эквивалентные напряжения в сечениях вала по четвертой (энергетической) теории прочности:
Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям
Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям выполняем по
сечению 4 в котором возникает наибольшее эквивалентное напряжение. Напряжение в опасном сечении при кратковременной перегрузке kпер=19:
Коэффициент запаса по пределу текучести материала вала
Допускаемое значение коэффициента запаса по пределу текучести определяем по пластичности
Следовательно [ST]= 147 [212]
Условие прочности вала по сопротивлению пластическим деформациям выполняется:
Расчет вала шестерни на жесткость
Определим длины ступеней пролета вала и осевые моменты инерции сечений:
Осевой момент инерции сечения вала по формуле
Перемещения оси вала определяем принимая модуль упругости стаи 45 равным Е=21000
Угол поворота оси вала на опоре А
В горизонтальной плоскости
Угол поворота оси вала на опоре В
В вертикальной плоскости
Углы поворота оси вала на опорах А и В меньше допускаемого значения угла поворота под однорядными коническими подшипниками []=0.0003 рад
Угол поворота оси посередине шестерни:
Таким образом условия жесткости вала – шестерни выполняются.
5.2 Расчет тихоходного вала
l1=37 мм l2=42 мм l3=305 мм
Быстроходный вал редуктора
Для построения эпюр моментов воспользуемся методом сечений.
Участок Мх2=-Fm*l3= -317*0.03=-9.5 H*м
Участок Му4=R2у*l2= 348*0.042=14.6 H*м
Оставляем для расчета сечение 1 с наименьшим диаметром и наиболее нагруженное сечение 5. Из двух сечений 2 и 3 выбираем наиболее нагруженное 3.
Не рассчитываем сечение 6 т.к. оно не передает крутящий момент; не рассчитываем сечение 4.
Таким образом оставляем для расчета сечение 135
Т1= Т2= Т3= Т4=45 Н*м
сечению 1 в котором возникает наибольшее эквивалентное напряжение. Напряжение в опасном сечении при кратковременной перегрузке kпер=19:
Перемещения оси вала определяем принимая модуль упругости стаи 45 равным Е=
В горизонтальной плоскости В вертикальной плоскости
Углы поворота оси вала на опорах А и В меньше допускаемого значения угла поворота под однорядными коническими подшипниками []=0.0002 рад
Угол поворота оси в точке D:
Таким образом условия жесткости тихоходного вала выполняются.
6. Расчет шпоночного соединения
Для соединения конического колеса и вала
Допускаемая длина шпоночного паза lCT=28мм
l'=lCT-2S=28-2*3=22 мм
Для передачи вращающего момента применим призматическую шпонку по
ГОСТ 10748-79. По диаметру d=28мм выбираем [28]
b=8; h=11; t1= 5; t2= 3.3 l=22 мм
Рабочая длина шпонки
Номинальное давление в неподвижном соединении со стандартной шпонкой при переходной посадке чугунной ступицы на стальной вал:
[]см=150 Мпа; []изн=100 Мпа;
Условие прочности на смятие
Условие износостойкости
Для соединения муфты и цилиндрического конца вала
Допускаемая длина шпоночного паза lCT=36мм
l'=lCT-2S=36-2*3=30 мм
ГОСТ 10748-79. По диаметру d=17мм выбираем [28]
b=6; h=6; t1= 35; t2= 28 l=28 мм
Материалы шпонок – сталь 45.
7 Компоновка редуктора
Наибольший вращающий момент на тихоходном валу редуктора
Толщина стенки редуктора
Крышку крепят к корпусу винтами с шестигранной головкой класса прочности 6.6. Их диаметр
Диаметр фундаментного болта
Толщина лапы фундаментного болта
Число фундаментных болтов: 4.
Чтобы поверхности не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса между ними оставляем зазор a мм.
Где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач L=204 мм
При конструировании корпусных деталей придадим им простые и гладкие внешние формы а также будем стремиться к созданию корпуса минимальных размеров чтобы уменьшить его массу и стоимость облегчить уход за редуктором и его содержание.
Для осмотра зубчатых колес в крышке корпуса делают люк размеры которого должны быть максимально возможными. Для отвода давления возникающего в результате нагрева воздуха и масла установим крышку-отдушину с уплотняющей прокладкой.
Для того чтобы внутрь корпуса не попадала пыль под крышку ставим уплотняющие прокладки из резины марки МБ по ГОСТУ 7338-77 толщиной 2-3 мм привулканизированные к крышке.
При окружной скорости зубчатых колес 1 мс целесообразно применить картерную смазку. Для выбора марки масла необходимо найти кинематическую вязкость:
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами и стеканиями по колесу и валу масла. Нижний уровень масла в ванне определим по глубине погружения колеса. Колеса одноступенчатых конических редукторов следует погружать в масло на глубину равную половине длины зуба.
Для наблюдения за уровнем масла будем использовать щуп.
Объем масла необходимого для заливки в редуктор подсчитаем по объему машинной ванны при верхнем уровне масла. Высота q=55 мм ширина b=57 мм длина c=117 мм.
V=qbc=55 117 57=366795 мм3 т.е. 04 л.

р на печать2.dwg

Прокладка регулировочная
Редуктор конический. Сборочный чертеж
Вращающий момент на тихоходном валу T=45
Частота вращения тихоходного вала n=701 обмин
Передаточное число u=3.15
Коэффициент полезного действия 0
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76
Необработанные поверхности литых диталей
находящихся в маслянной ванне
красить маслостойкой красной эмалью
Технические требования
Болт М6х18 ГОСТ 7796-70
Болт М6х28 ГОСТ 7796-70
Болт М10x25 ГОСТ 7796-70
Винт М6х12 ГОСТ 1491-80
Манжета тип I ГОСТ 8752-79
КП. 00. 00. 00. 000 СБ
КП. 00. 00. 00. 000
РГР. 401. 002. 06. 001
РГР. 401. 002. 06. 002
РГР. 401. 002. 06. 003
РГР. 401. 002. 06. 004
РГР. 401. 002. 06. 005
РГР. 401. 002. 06. 006
РГР. 401. 002. 06. 007
РГР. 401. 002. 06. 008
РГР. 401. 002. 06. 009
РГР. 401. 002. 06. 010
РГР. 401. 002. 06. 011
РГР. 401. 002. 06 012
Подшипник роликовый
Гайки круглые шлицевые
РГР. 401. 002. 06. 000 СБ