Редуктор IV

SPEZ_2.CDW

SPEZ_1.CDW

ПЗ.doc

Редуктор предназначен для привода цепного конвейера. Редуктор представляет собой устройство предназначенное для выигрыша во вращающих моментах и уменьшении скоростей.
В данном случае редуктор обеспечивает согласование частоты вращения вала электродвигателя и вала привода цепного конвейера. Редуктор представляет собой косозубую передачу выполненную по 8 степени точности. Редуктор является одноступенчатым установлен с горизонтальным расположением осей валов.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.
1 Мощность на выходном валу редуктора:
где F - тяговая сила кН;
V - скорость тяговой цепи мс.
Pвых=21 × 15=315 кВт
2 Коэффициент полезного действия привода:
h = hр ×h3пк ×hзп ×hм
где hр=095 - КПД ременной передачи;
hпк=099 - КПД подшипников качения одного вала;
hзп=097 - КПД зубчатой передачи;
hм=098 - КПД муфты; см [1] стр. 6 табл. 1.1
h = 095×0993×097×098=0876
3 Потребная мощность электродвигателя:
Pэл= Pвыхh см [1] стр. 5
где Pвых - мощность на выходном валу редуктора;
h - коэффициент полезного действия привода.
Pэл=3150876=3596 кВт
4 Диаметр звёздочки и частота ее вращения:
Диалетр тяговой звездочки дано в задание Dзв = 275
Частота вращения звездочки (nзв):
nзв=60×103 ×15 314 × 275 =104227 обмин
Найдем передаточное число - i :
Учитывая Рэл по таблице см [1] табл. 24.7 выбираем двигатель 112МБ6
мощностью 22 кВт с асинхронной частотой вращения 950 обмин.
Т.к i = iред × iзп примем:
где iзп - передаточное отношение ременной передачи принимаем iзп = 3
iред - передаточное отношение редуктора принимаем iред = 303
i = 303 × 3 = 91 2. Выбор материала и термической обработки:
aw > Ка(U+1) см [1] стр. 17
*Расчет ведем по максимальной мощности электродвигателя
где T2 - вращающий момент на выходе привода;
КНВ - коэффициент принимаем =1; см [1] стр. 18
Ка - для косозубой передачи принимаем =43; см [1] стр. 18
[sн] - допускаемое контактное напряжение;
jа = 0315 (из стандартного ряда);
где Tвых – момент на выходе кНм который равен
Тогда T2 находится по формуле:
[н] для косозубых передач определяется формулой:
[н] = ([н]1 + [н]2)2
где [н]1 и [н]2 – твердости шестерни и колеса соответственно;
[н]1 и [н]2 находятся по формулам:
[н]1 = (2НВср1+70)Sн
[н]2 = (2НВср2+70)Sн
где НВср1 и НВср2 – средняя твердость зубчатых колес (по – Бринеллю);
Sн = 11 (в cлучае закалки или других улучшений);
Для изготовления зубчатых колес выбираем материал – Сталь 45У ГОСТ 1050-88
для колеса – 235 262 МПа (НВср2=2485 МПа)
для шестерни – 269 302 МПа (НВср1=2855 МПа)
[н]1 = (2·2855+70)11=582727
[н]2 = (2·2485+70)11=515455
[н] = (58273+ 51545)2=549091
aw > 43(4+1)=1267 мм
Из ряда стандартных значений принимаем aw=130 мм см [1] стр. 17
Расчет косозубой передачи
Модуль передачи - m определим по формуле:
m = (001-002) · aw см [1] стр. 20
2 Ширина зубчатого венца:
Ширину зубчатого венца расчитаем по формуле:
b2 = 0315 · 130 = 4095 мм
Из ряда нормальных линейных размеров примем b2 = 42 мм.
3 Рассчёт числа и угла наклона зубьев передачи
Рассчитаем суммарное число зубьев передачи – zΣ;
где – угол наклона зубьев (за начальный примем угол = 110)
Уточним угол наклона зубьев:
= аrccos· (zΣ ·m2 ·aw) = arccos· (22524260) = 109810
Рассчитаем число зубьев для колеса и шестерни:
4 Фактическое передаточное число
Определим фактическое передаточное число:
iф = z2z1 = 9532 = 2969
Δi = ( iф – ii ) · 100% = (303 – 2969303) ·100% = 201%
5 Геометрические параметры колес
Делительные диаметры колес:
d1 = 32· 209821 = 65173 мм
d2 =260 – 65173 = 194827 мм
Диаметры вершин и впадин колес:
где d – делительный диаметр колеса или шестерни
dа = 65173 + 3854 = 69025 мм
df = 65173 – 4908 = 60265 мм
dа = 194827 + 3854 = 198681 мм
df = 194827 – 4908 = 189919 мм
6 Расчет на контактную прочность:
Условие прочности: н=376·103· см [1] стр. 23
где КНα =11 коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КН =131 коэффициент концентрации нагрузки
КНV =11 коэффициент динамической нагрузки см [1] стр. 23
d=bw2d1 d=4265173=0644 см [1] стр. 23
Ft = 2T2d2 Ft = 2·339621194827=3474 кН
н = 548022 мПа [н] = 549 мПа
7 Расчет на контактную прочность:
F2=KFαY KF YF2 Ft КFVb2m
где Ft - окружная сила Н
YF2 - коэффициент формы зуба (приняли 361)*
Y - коэффициент учитывающий угол наклона зубьев*
KF - коэффициент концентрации напряжений (приняли 131)*
kfv =11 - коэффициент динамической нагрузки.*
Y = 1- 140 = 1- 11140 = 0923*
Для предотвращения поломки зубьев мы проводим проверку колёс напряжениям изгиба при этом должно выполнятся условие F []
для шестерни – 600 МПа
для колеса – 530 МПа
F2=11·0071·103·1·101373·3474046·10365173·2=217344 МПа 530 МПа
F1= 217344 ·YF1 YF2=217344·361101377=77395 МПа 600 МПа
Условие выполняется следовательно передача работоспособна.
Диаметр выходного конца быстроходного вала 25 мм
Консольный участок вала выполняется коническим с наружной резьбой по ГОСТ 12081-72
1 Расчет диаметра тихоходного вала
Диаметр выходного конца тихоходного вала мм
d см [1] стр. 158 рис. 16.1
Т1 – вращающий момент на зубчатом колесе выходного вала
Т1= Твых м · · зп ·Uред=3295097·0993 ·098·303=11789 кНмм
По нормальному ряду чисел страница принимаю d=30 мм; Консольный участок вала выполняется цилиндрическим с внутренней резьбой по ГОСТ 12080-66.
2 Проверочный расчёт тихоходного вала.
Ft = 2·339621194827 = 3474 кН
α = 200 tgα = 0364 = 110 cos = 09822 tg = 0194 d2 = 194827 мм
Fr = 3474046·036409822 = 1287627 Н
Fa = 3474046·0194 = 675286 Н
l1 = l2 = 435 мм l3 = 825 мм
Рассчитаем реакции опор в плоскости YOZ:
- Ft12·l3 + RАy · (l1+l2) + Fm · (l3)=0
RАу=(Ft12·l3 - Fm · (l3)) (l1+l2)
RАу=(3474046·435+2269017·825)87
RАy + RDy – Ft12 – Fm = 0
RCy = Ft12 – RAy + Fm = 0
RCy = 3474046 –414631 +2269017
Рассчитаем реакции опор в плоскости XOZ:
RАx(l1+l2) - Fr12·l2 + 05·Fa12·d2=0
RАx=(Fr12·l2 - 05 Fa12·d2)(l1+l2)
RАx=(1287627·435-05·675286·195519)87
RАх + RСx – Fr12 = 0
RСx = – RАx + Fr12 = 0
RBx = 114987 +1287627
Рассчитаем моменты в плоскости YOZ:
MВ = RАy·l1 = -414631 435 = -18036449 Нм
MС = -Fm·l3 = 2269017·825=187193903 Нм
Рассчитаем моменты в плоскости XOZ:
MВпр= RАx·l1+ 05·Fa12·d2 = -114987· 435+05·675286·195519 = 61013688Нм
MВлев = RАx·l1 =-114987·435=-5001935 Нм
3 Определение запаса прочности:
см [1] стр. 169 [S]=13 40
Определение запаса прочности в сечении В:
(K)D=(K K + KF – 1)KV* = (35+ 1 – 1)15=233
(K)D=(K K + KF – 1)KV* = (25 + 1 – 1)15=1667
*-коэффициенты см [1] стр. 170-171
(-1)D= -1(K)D*= 38·102233=16309 МПа
(-1)D= -1(K)D*= 23·1021667=13795 МПа
Wнетто = 01·d3= 01·253=15625
Wкнетто = 02·d3= 02·253=3125
а = MWнетто= 6362376615625=4072
а = ТWкнетто=3295003125=10544
Определение запаса прочности в сечении C:
(K)D=(K K + KF – 1)KV*= (35+ 1 – 1)15=233
(K)D=(K K + KF – 1)KV*= (25 + 1 – 1)15=1667
Для вала со шпоночной канавкой:
Wнетто = 01·253 – 10·4· (25-4)250=15625-10125=146125
Wкнетто= 02·253 – 10·4· (25-4)250=3125-10125=302375
а = MWнетто= 63623766146125=63541
а = ТWкнетто= 329500302375=108971
Для предположительно опасных сечений расчетные коэффициенты запаса прочности находятся в пределах допускаемых значений [S]=13..40
Расчеты конструкционных элементов редуктора:
Общую длину шпонки определим по формуле:
l=lp+b см [1] стр. 77
где lp – расчетная длинна шпонки
lp = = 2·Td· [см] · (h – t1)
[] =80 100 (примем = 100)
b=8 мм h=7 мм t1=4 мм.
lp = 3295·2·10322·90·4=6590002346228=28087 (примем lp = 30 из стандартного ряда линейных размеров)
2 Потбор и проверка подшипников
Проверка подшипников на прочность:
Pr = (X·V·Fr + Y·Fa)KБ ·KT см [1] стр. 109
e = FaCr0 = 0675709 = 0095
*- коэффициенты см [1] стр. 109
Pr = (1·1·1287+154·0675) ·11·1=2559
Крышка подшипника закладная:
* - см [1] стр. 151 и рис 8.7
Толщина стенки – = 12мм см [1] стр. 257
= 12мм => принимаем =6 мм
r=05=3 мм см [1] стр. 257
Минимальное расстояние от корпуса до элементов зубчатой передачи:
а==7мм - см [1] стр. 45 и рис 3.3
l=(2 22) см [1] стр. 264 и рис 17.9
S=(2 3) - см [1] рис 17.23
Винты для крепления крышки:
d=125мм см [1] стр. 264
d=125мм примем d=12мм (винт М12)
Под стяжной болт – d=14 мм
Под болткрепления к плите (раме) – d=15 мм см [1] стр. 266 табл. 17.1
H>008L(Dk) см [1] стр. 282 и рис 17.38
7 Маслоуказатель и пробка:
По ГОСТу см [1] стр. 178 и 179
Выбор масла и смзочных материалов:
1 Потбор марки масла
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от “заедания” “задиров” коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В редукторе применяем картерную систему смазки.
Для того чтобы выбрать необходимую марку масла нужно вычислить окружную скорость:
2 Расчет объема масла
Объем масла рассчитаем по формуле:
где а — внутренняя ширина основания корпуса редуктора
b — внутренняя длинна основания корпуса редуктора
h — расстояние от дна основания корпуса редуктора до зубчатого колеса
R2 — радиус зубчатого колеса
Контактное напряжение в зацеплении колес меньше 600 МПа окружная скорость менее 2мс значит по таблицам 11.1 и 11.2 (24.46) см [1] стр. 178 принимаем масло И-30А ГОСТ 20799-88. Из пластичных смазочных материалов – ЦИАТИМ-201 ГОСТ 9433-80.
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазки из подшипниковых узлов а так же для предотвращения попадания пыли и влаги извне. В проектируемом редукторе в качестве уплотнительных устройств используем манжетные уплотнения.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. “Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.” – М.: Высш. Шк. 2001.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.” – М .: Высш. Шк. 1984.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. “Детали машин. Курсовое проектирование. – М .: Высш. Шк. 1990.”

Титул.cdw

Содержание.doc

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя 4
1 Мощность на выходном валу редуктора 4
2 Коэффициент полезного действия привода 4
3 Потребная мощность электродвигателя 4
4 Диаметр звёздочки и частота ее вращения 4
Выбор материала и термической обработки 6
Расчет косозубой передачи 7
2 Ширина зубчатого венца 7
3 Рассчёт числа и угла наклона зубьев передачи 7
4 Фактическое передаточное число 8
5 Геометрические параметры колес 8
6 Расчет на контактную прочность 9
7 Расчет на контактную прочность 9
1 Расчет диаметра тихоходного вала 11
2 Проверочный расчёт тихоходного вала 11
3 Определение запаса прочности 14
Расчеты конструкционных элементов редуктора 16
2 Подбор и проверка подшипников 16
3 Крышка подшипника 17
7 Масло указатель и пробка 18
Выбор масла и смазочных материалов 19
1 Подбор марки масла 19
2 Расчет объема масла 19
Список литературы 20

ПЗ2.doc

Редуктор предназначен для привода цепного конвейера. Редуктор представляет собой устройство предназначенное для выигрыша во вращающих моментах и уменьшении скоростей.
В данном случае редуктор обеспечивает согласование частоты вращения вала электродвигателя и вала привода цепного конвейера. Редуктор представляет собой косозубую передачу выполненную по 8 степени точности. Редуктор является одноступенчатым установлен с горизонтальным расположением осей валов.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.
1 Мощность на выходном валу редуктора:
где F - тяговая сила кН;
V - скорость тяговой цепи мс.
Pвых=21 × 15=315 кВт
2 Коэффициент полезного действия привода:
h = hр ×h3пк ×hзп ×hм
где hр=095 - КПД ременной передачи;
hпк=099 - КПД подшипников качения одного вала;
hзп=097 - КПД зубчатой передачи;
hм=098 - КПД муфты; см [1] стр. 6 табл. 1.1
h = 095×0993×097×098=0876
3 Потребная мощность электродвигателя:
Pэл= Pвыхh см [1] стр. 5
где Pвых - мощность на выходном валу редуктора;
h - коэффициент полезного действия привода.
Pэл=3150876=3596 кВт
4 Диаметр звёздочки и частота ее вращения:
Диалетр тяговой звездочки дано в задание Dзв = 275
Частота вращения звездочки (nзв):
nзв=60×103 ×15 314 × 275 =104227 обмин
Найдем передаточное число - i :
Учитывая Рэл по таблице см [1] табл. 24.7 выбираем двигатель 112МБ6
мощностью 22 кВт с асинхронной частотой вращения 950 обмин.
Т.к i = iред × iзп примем:
где iзп - передаточное отношение ременной передачи принимаем iзп = 3
iред - передаточное отношение редуктора принимаем iред = 303
i = 303 × 3 = 91 2. Выбор материала и термической обработки:
aw > Ка(U+1) см [1] стр. 17
*Расчет ведем по максимальной мощности электродвигателя
где T2 - вращающий момент на выходе привода;
КНВ - коэффициент принимаем =1; см [1] стр. 18
Ка - для косозубой передачи принимаем =43; см [1] стр. 18
[sн] - допускаемое контактное напряжение;
jа = 0315 (из стандартного ряда);
где Tвых – момент на выходе кНм который равен
Тогда T2 находится по формуле:
[н] для косозубых передач определяется формулой:
[н] = ([н]1 + [н]2)2
где [н]1 и [н]2 – твердости шестерни и колеса соответственно;
[н]1 и [н]2 находятся по формулам:
[н]1 = (2НВср1+70)Sн
[н]2 = (2НВср2+70)Sн
где НВср1 и НВср2 – средняя твердость зубчатых колес (по – Бринеллю);
Sн = 11 (в cлучае закалки или других улучшений);
Для изготовления зубчатых колес выбираем материал – Сталь 45У ГОСТ 1050-88
для колеса – 235 262 МПа (НВср2=2485 МПа)
для шестерни – 269 302 МПа (НВср1=2855 МПа)
[н]1 = (2·2855+70)11=582727
[н]2 = (2·2485+70)11=515455
[н] = (58273+ 51545)2=549091
aw > 43(4+1)=1267 мм
Из ряда стандартных значений принимаем aw=130 мм см [1] стр. 17
Расчет косозубой передачи
Модуль передачи - m определим по формуле:
m = (001-002) · aw см [1] стр. 20
2 Ширина зубчатого венца:
Ширину зубчатого венца расчитаем по формуле:
b2 = 0315 · 130 = 4095 мм
Из ряда нормальных линейных размеров примем b2 = 42 мм.
3 Рассчёт числа и угла наклона зубьев передачи
Рассчитаем суммарное число зубьев передачи – zΣ;
где – угол наклона зубьев (за начальный примем угол = 110)
Уточним угол наклона зубьев:
= аrccos· (zΣ ·m2 ·aw) = arccos· (22524260) = 109810
Рассчитаем число зубьев для колеса и шестерни:
4 Фактическое передаточное число
Определим фактическое передаточное число:
iф = z2z1 = 9532 = 2969
Δi = ( iф – ii ) · 100% = (303 – 2969303) ·100% = 201%
5 Геометрические параметры колес
Делительные диаметры колес:
d1 = 32· 209821 = 65173 мм
d2 =260 – 65173 = 194827 мм
Диаметры вершин и впадин колес:
где d – делительный диаметр колеса или шестерни
dа = 65173 + 3854 = 69025 мм
df = 65173 – 4908 = 60265 мм
dа = 194827 + 3854 = 198681 мм
df = 194827 – 4908 = 189919 мм
6 Расчет на контактную прочность:
Условие прочности: н=376·103· см [1] стр. 23
где КНα =11 коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КН =131 коэффициент концентрации нагрузки
КНV =11 коэффициент динамической нагрузки см [1] стр. 23
d=bw2d1 d=4265173=0644 см [1] стр. 23
Ft = 2T2d2 Ft = 2·339621194827=3474 кН
н = 548022 мПа [н] = 549 мПа
7 Расчет на контактную прочность:
F2=KFαY KF YF2 Ft КFVb2m
где Ft - окружная сила Н
YF2 - коэффициент формы зуба (приняли 361)*
Y - коэффициент учитывающий угол наклона зубьев*
KF - коэффициент концентрации напряжений (приняли 131)*
kfv =11 - коэффициент динамической нагрузки.*
Y = 1- 140 = 1- 11140 = 0923*
Для предотвращения поломки зубьев мы проводим проверку колёс напряжениям изгиба при этом должно выполнятся условие F []
для шестерни – 600 МПа
для колеса – 530 МПа
F2=11·0071·103·1·101373·3474046·10365173·2=217344 МПа 530 МПа
F1= 217344 ·YF1 YF2=217344·361101377=77395 МПа 600 МПа
Условие выполняется следовательно передача работоспособна.
Диаметр выходного конца быстроходного вала 25 мм
Консольный участок вала выполняется коническим с наружной резьбой по ГОСТ 12081-72
1 Расчет диаметра тихоходного вала
Диаметр выходного конца тихоходного вала мм
d см [1] стр. 158 рис. 16.1
Т1 – вращающий момент на зубчатом колесе выходного вала
Т1= Твых м · · зп ·Uред=3295097·0993 ·098·303=11789 кНмм
По нормальному ряду чисел страница принимаю d=30 мм; Консольный участок вала выполняется цилиндрическим с внутренней резьбой по ГОСТ 12080-66.
2 Проверочный расчёт тихоходного вала.
Ft = 2·339621194827 = 3474 кН
α = 200 tgα = 0364 = 110 cos = 09822 tg = 0194 d2 = 194827 мм
Fr = 3474046·036409822 = 1287627 Н
Fa = 3474046·0194 = 675286 Н
l1 = l2 = 435 мм l3 = 825 мм
Рассчитаем реакции опор в плоскости YOZ:
- Ft12·l3 + RАy · (l1+l2) + Fm · (l3)=0
RАу=(Ft12·l3 - Fm · (l3)) (l1+l2)
RАу=(3474046·435+2269017·825)87
RАy + RDy – Ft12 – Fm = 0
RCy = Ft12 – RAy + Fm = 0
RCy = 3474046 –414631 +2269017
Рассчитаем реакции опор в плоскости XOZ:
RАx(l1+l2) - Fr12·l2 + 05·Fa12·d2=0
RАx=(Fr12·l2 - 05 Fa12·d2)(l1+l2)
RАx=(1287627·435-05·675286·195519)87
RАх + RСx – Fr12 = 0
RСx = – RАx + Fr12 = 0
RBx = 114987 +1287627
Рассчитаем моменты в плоскости YOZ:
MВ = RАy·l1 = -414631 435 = -18036449 Нм
MС = -Fm·l3 = 2269017·825=187193903 Нм
Рассчитаем моменты в плоскости XOZ:
MВпр= RАx·l1+ 05·Fa12·d2 = -114987· 435+05·675286·195519 = 61013688Нм
MВлев = RАx·l1 =-114987·435=-5001935 Нм
3 Определение запаса прочности:
см [1] стр. 169 [S]=13 40
Для вала со шпоночной канавкой:
(K)D=(K K + KF – 1)KV*
*-коэффициенты см [1] стр. 170-171
Определение запаса прочности в сечении В:
(K)D=(35+ 1 – 1)15=233
(K)D=(25 + 1 – 1)15=1667
(-1)D= 38·102233=16309 МПа
(-1)D= 23·1021667=13795 МПа
Wнетто = 01·253=15625
Wкнетто= 02·253=3125
а = 6362376615625=4072
Определение запаса прочности в сечении C:
Wнетто = 01·253 – 10·4(25-4)250=15625-10125=146125
Wкнетто= 02·253 – 10·4(25-4)250=3125-10125=302375
а = 63623766146125=63541
Для предположительно опасных сечений расчетные коэффициенты запаса прочности находятся в пределах допускаемых значений [S]=15..40
Расчеты конструкционных элементов редуктора:
Общую длину шпонки определим по формуле:
l=lp+b см [1] стр. 77
где lp – расчетная длинна шпонки
lp = = 2·Td· [см] · (h – t1)
[] =80 100 (примем = 100)
b=8 мм h=7 мм t1=4 мм.
lp = 3295·2·10322·90·4=6590002346228=28087 (примем lp = 30 из стандартного ряда линейных размеров)
2 Потбор и проверка подшипников
Проверка подшипников на прочность:
Pr = (X·V·Fr + Y·Fa)KБ ·KT см [1] стр. 109
e = FaCr0 = 0675709 = 0095
*- коэффициенты см [1] стр. 109
Pr = (1·1·1287+154·0675) ·11·1=2559
Крышка подшипника закладная:
* - см [1] стр. 151 и рис 8.7
Толщина стенки – = 12мм см [1] стр. 257
= 12мм => принимаем =6 мм
r=05=3 мм см [1] стр. 257
Минимальное расстояние от корпуса до элементов зубчатой передачи:
а==7мм - см [1] стр. 45 и рис 3.3
l=(2 22) см [1] стр. 264 и рис 17.9
S=(2 3) - см [1] рис 17.23
Винты для крепления крышки:
d=125мм см [1] стр. 264
d=125мм примем d=12мм (винт М12)
Под стяжной болт – d=14 мм
Под болткрепления к плите (раме) – d=15 мм см [1] стр. 266 табл. 17.1
H>008L(Dk) см [1] стр. 282 и рис 17.38
7 Маслоуказатель и пробка:
По ГОСТу см [1] стр. 178 и 179
Выбор масла и смзочных материалов:
1 Потбор марки масла
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от “заедания” “задиров” коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В редукторе применяем картерную систему смазки.
Для того чтобы выбрать необходимую марку масла нужно вычислить окружную скорость:
2 Расчет объема масла
Объем масла рассчитаем по формуле:
где а — внутренняя ширина основания корпуса редуктора
b — внутренняя длинна основания корпуса редуктора
h — расстояние от дна основания корпуса редуктора до зубчатого колеса
R2 — радиус зубчатого колеса
Контактное напряжение в зацеплении колес меньше 600 МПа окружная скорость менее 2мс значит по таблицам 11.1 и 11.2 (24.46) см [1] стр. 178 принимаем масло И-30А ГОСТ 20799-88. Из пластичных смазочных материалов – ЦИАТИМ-201 ГОСТ 9433-80.
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазки из подшипниковых узлов а так же для предотвращения попадания пыли и влаги извне. В проектируемом редукторе в качестве уплотнительных устройств используем манжетные уплотнения.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. “Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.” – М.: Высш. Шк. 2001.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.” – М .: Высш. Шк. 1984.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. “Детали машин. Курсовое проектирование. – М .: Высш. Шк. 1990.”

ПЗ1.doc

Редуктор предназначен для привода цепного конвейера. Редуктор представляет собой устройство предназначенное для выигрыша во вращающих моментах и уменьшении скоростей.
В данном случае редуктор обеспечивает согласование частоты вращения вала электродвигателя и вала привода цепного конвейера. Редуктор представляет собой косозубую передачу выполненную по 8 степени точности. Редуктор является одноступенчатым установлен с горизонтальным расположением осей валов.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.
1 Мощность на выходном валу редуктора:
где F - тяговая сила кН;
V - скорость тяговой цепи мс.
Pвых=21 × 15=315 кВт
2 Коэффициент полезного действия привода:
h = hр ×h3пк ×hзп ×hм
где hр=095 - КПД ременной передачи;
hпк=099 - КПД подшипников качения одного вала;
hзп=097 - КПД зубчатой передачи;
hм=098 - КПД муфты; см [1] стр. 6 табл. 1.1
h = 095×0993×097×098=0876
3 Потребная мощность электродвигателя:
Pэл= Pвыхh см [1] стр. 5
где Pвых - мощность на выходном валу редуктора;
h - коэффициент полезного действия привода.
Pэл=3150876=3596 кВт
4 Диаметр звёздочки и частота ее вращения:
Диалетр тяговой звездочки дано в задание Dзв = 275
Частота вращения звездочки (nзв):
nзв=60×103 ×15 314 × 275 =104227 обмин
Найдем передаточное число - i :
Учитывая Рэл по таблице см [1] табл. 24.7 выбираем двигатель 112МБ6
мощностью 22 кВт с асинхронной частотой вращения 950 обмин.
Т.к i = iред × iзп примем:
где iзп - передаточное отношение ременной передачи принимаем iзп = 3
iред - передаточное отношение редуктора принимаем iред = 303
i = 303 × 3 = 91 2. Выбор материала и термической обработки:
aw > Ка(U+1) см [1] стр. 17
*Расчет ведем по максимальной мощности электродвигателя
где T2 - вращающий момент на выходе привода;
КНВ - коэффициент принимаем =1; см [1] стр. 18
Ка - для косозубой передачи принимаем =43; см [1] стр. 18
[sн] - допускаемое контактное напряжение;
jа = 0315 (из стандартного ряда);
где Tвых – момент на выходе кНм который равен
Тогда T2 находится по формуле:
[н] для косозубых передач определяется формулой:
[н] = ([н]1 + [н]2)2
где [н]1 и [н]2 – твердости шестерни и колеса соответственно;
[н]1 и [н]2 находятся по формулам:
[н]1 = (2НВср1+70)Sн
[н]2 = (2НВср2+70)Sн
где НВср1 и НВср2 – средняя твердость зубчатых колес (по – Бринеллю);
Sн = 11 (в cлучае закалки или других улучшений);
Для изготовления зубчатых колес выбираем материал – Сталь 45У ГОСТ 1050-88
для колеса – 235 262 МПа (НВср2=2485 МПа)
для шестерни – 269 302 МПа (НВср1=2855 МПа)
[н]1 = (2·2855+70)11=582727
[н]2 = (2·2485+70)11=515455
[н] = (58273+ 51545)2=549091
aw > 43(4+1)=1267 мм
Из ряда стандартных значений принимаем aw=130 мм см [1] стр. 17
Расчет косозубой передачи
Модуль передачи - m определим по формуле:
m = (001-002) · aw см [1] стр. 20
2 Ширина зубчатого венца:
Ширину зубчатого венца расчитаем по формуле:
b2 = 0315 · 130 = 4095 мм
Из ряда нормальных линейных размеров примем b2 = 42 мм.
3 Рассчёт числа и угла наклона зубьев передачи
Рассчитаем суммарное число зубьев передачи – zΣ;
где – угол наклона зубьев (за начальный примем угол = 110)
Уточним угол наклона зубьев:
= аrccos· (zΣ ·m2 ·aw) = arccos· (22524260) = 109810
Рассчитаем число зубьев для колеса и шестерни:
4 Фактическое передаточное число
Определим фактическое передаточное число:
iф = z2z1 = 9532 = 2969
Δi = ( iф – ii ) · 100% = (303 – 2969303) ·100% = 201%
5 Геометрические параметры колес
Делительные диаметры колес:
d1 = 32· 209821 = 65173 мм
d2 =260 – 65173 = 194827 мм
Диаметры вершин и впадин колес:
где d – делительный диаметр колеса или шестерни
dа = 65173 + 3854 = 69025 мм
df = 65173 – 4908 = 60265 мм
dа = 194827 + 3854 = 198681 мм
df = 194827 – 4908 = 189919 мм
6 Расчет на контактную прочность:
Условие прочности: н=376·103· см [1] стр. 23
где КНα =11 коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КН =131 коэффициент концентрации нагрузки
КНV =11 коэффициент динамической нагрузки см [1] стр. 23
d=bw2d1 d=4265173=0644 см [1] стр. 23
Ft = 2T2d2 Ft = 2·339621194827=3474 кН
н = 548022 мПа [н] = 549 мПа
7 Расчет на контактную прочность:
F2=KFαY KF YF2 Ft КFVb2m
где Ft - окружная сила Н
YF2 - коэффициент формы зуба (приняли 361)*
Y - коэффициент учитывающий угол наклона зубьев*
KF - коэффициент концентрации напряжений (приняли 131)*
kfv =11 - коэффициент динамической нагрузки.*
Y = 1- 140 = 1- 11140 = 0923*
Для предотвращения поломки зубьев мы проводим проверку колёс напряжениям изгиба при этом должно выполнятся условие F []
для шестерни – 600 МПа
для колеса – 530 МПа
F2=11·0071·103·1·101373·3474046·10365173·2=217344 МПа 530 МПа
F1= 217344 ·YF1 YF2=217344·361101377=77395 МПа 600 МПа
Условие выполняется следовательно передача работоспособна.
Диаметр выходного конца быстроходного вала 25 мм
Консольный участок вала выполняется коническим с наружной резьбой по ГОСТ 12081-72
1 Расчет диаметра тихоходного вала
Диаметр выходного конца тихоходного вала мм
d см [1] стр. 158 рис. 16.1
Т1 – вращающий момент на зубчатом колесе выходного вала
Т1= Твых м · · зп ·Uред=3295097·0993 ·098·303=11789 кНмм
По нормальному ряду чисел страница принимаю d=30 мм; Консольный участок вала выполняется цилиндрическим с внутренней резьбой по ГОСТ 12080-66.
2 Проверочный расчёт тихоходного вала.
Ft = 2·339621194827 = 3474 кН
α = 200 tgα = 0364 = 110 cos = 09822 tg = 0194 d2 = 194827 мм
Fr = 3474046·036409822 = 1287627 Н
Fa = 3474046·0194 = 675286 Н
l1 = l2 = 435 мм l3 = 825 мм
Рассчитаем реакции опор в плоскости YOZ:
- Ft12·l3 + RАy · (l1+l2) + Fm · (l3)=0
RАу=(Ft12·l3 - Fm · (l3)) (l1+l2)
RАу=(3474046·435+2269017·825)87
RАy + RDy – Ft12 – Fm = 0
RCy = Ft12 – RAy + Fm = 0
RCy = 3474046 –414631 +2269017
Рассчитаем реакции опор в плоскости XOZ:
RАx(l1+l2) - Fr12·l2 + 05·Fa12·d2=0
RАx=(Fr12·l2 - 05 Fa12·d2)(l1+l2)
RАx=(1287627·435-05·675286·195519)87
RАх + RСx – Fr12 = 0
RСx = – RАx + Fr12 = 0
RBx = 114987 +1287627
Рассчитаем моменты в плоскости YOZ:
MВ = RАy·l1 = -414631 435 = -18036449 Нм
MС = -Fm·l3 = 2269017·825=187193903 Нм
Рассчитаем моменты в плоскости XOZ:
MВпр= RАx·l1+ 05·Fa12·d2 = -114987· 435+05·675286·195519 = 61013688Нм
MВлев = RАx·l1 =-114987·435=-5001935 Нм
3 Определение запаса прочности:
см [1] стр. 169 [S]=13 40
Определение запаса прочности в сечении В:
Определяем коэффициент снижения предела выносливости:
(K)D=(K Kd + KF – 1)KV* = (35+ 1 – 1)15=233
(K)D=(K Kd + KF – 1)KV* = (25 + 1 – 1)15=1667
*-коэффициенты см [1] стр. 125-130
где K Kd = 35 – эффективный коэффициент концентрации напряжений из табл.7.10 .
- коэффициент влияния качества поверхности из табл.7.8.
24 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения из табл.7.9.
Предел выносливости при симметричном цикле
(-1)D= -1(K)D*= 38·102233=16309 МПа
(-1)D= -1(K)D*= 23·1021667=13795 МПа
Осевой и полярный моменты сопротивления вала:
Wнетто = 01·d3= 01·253=15625
Wкнетто = 02·d3= 02·253=3125
Амплитудное напряжение цикла Н.
а = MWнетто= 6362376615625=4072
а = ТWкнетто=3295003125=10544
где М - суммарный изгибающий момент в сечении Нмм.
W - момент сопротивления сечения вала при изгибе.
Т = 329500 – крутящий момент.
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности:
Определение запаса прочности в сечении C:
(K)D=(K K + KF – 1)KV*= (35+ 1 – 1)15=233
(K)D=(K K + KF – 1)KV*= (25 + 1 – 1)15=1667
Для вала со шпоночной канавкой:
Wнетто = 01·253 – 10·4· (25-4)250=15625-10125=146125
Wкнетто= 02·253 – 10·4· (25-4)250=3125-10125=302375
а = MWнетто= 63623766146125=63541
а = ТWкнетто= 329500302375=108971
Для предположительно опасных сечений расчетные коэффициенты запаса прочности находятся в пределах допускаемых значений [S]=13..40
Расчеты конструкционных элементов редуктора:
Общую длину шпонки определим по формуле:
l=lp+b см [1] стр. 77
где lp – расчетная длинна шпонки
lp = = 2·Td· [см] · (h – t1)
[] =80 100 (примем = 100)
b=8 мм h=7 мм t1=4 мм.
lp = 3295·2·10322·90·4=6590002346228=28087 (примем lp = 30 из стандартного ряда линейных размеров)
2 Потбор и проверка подшипников
Проверка подшипников на прочность:
Pr = (X·V·Fr + Y·Fa)KБ ·KT см [1] стр. 109
e = FaCr0 = 0675709 = 0095
*- коэффициенты см [1] стр. 109
Pr = (1·1·1287+154·0675) ·11·1=2559
Крышка подшипника закладная:
* - см [1] стр. 151 и рис 8.7
Толщина стенки – = 12мм см [1] стр. 257
= 12мм => принимаем =6 мм
r=05=3 мм см [1] стр. 257
Минимальное расстояние от корпуса до элементов зубчатой передачи:
а==7мм - см [1] стр. 45 и рис 3.3
l=(2 22) см [1] стр. 264 и рис 17.9
S=(2 3) - см [1] рис 17.23
Винты для крепления крышки:
d=125мм см [1] стр. 264
d=125мм примем d=12мм (винт М12)
Под стяжной болт – d=14 мм
Под болткрепления к плите (раме) – d=15 мм см [1] стр. 266 табл. 17.1
H>008L(Dk) см [1] стр. 282 и рис 17.38
7 Маслоуказатель и пробка:
По ГОСТу см [1] стр. 178 и 179
Выбор масла и смзочных материалов:
1 Потбор марки масла
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от “заедания” “задиров” коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В редукторе применяем картерную систему смазки.
Для того чтобы выбрать необходимую марку масла нужно вычислить окружную скорость:
2 Расчет объема масла
Объем масла рассчитаем по формуле:
V = 333·155· (70+1804)
где а — внутренняя ширина основания корпуса редуктора
b — внутренняя длинна основания корпуса редуктора
h — расстояние от дна основания корпуса редуктора до зубчатого колеса
R2 — радиус зубчатого колеса
Контактное напряжение в зацеплении колес меньше 600 МПа окружная скорость менее 2мс значит по таблицам 11.1 и 11.2 (24.46) см [1] стр. 178 принимаем масло И-30А ГОСТ 20799-88.
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазки из подшипниковых узлов а так же для предотвращения попадания пыли и влаги извне. В проектируемом редукторе в качестве уплотнительных устройств используем манжетные уплотнения.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. “Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.” – М.: Высш. Шк. 2001.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.” – М .: Высш. Шк. 1984.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. “Детали машин. Курсовое проектирование. – М .: Высш. Шк. 1990.”

колесо(Салават).cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа
Сталь45 ГОСТ 1050-88
Радиусы скруглений 2
Неуказанные пред. откл размеров: отверстий +t

вал(Салават).cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-74
260 285 HB кроме места
* размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные откланения размеров валов -t