Редуктор цилиндрический вертикальный

Расчет редуктор.doc

Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Расчет быстроходной зубчатой передачи
Расчет тихоходной зубчатой передачи
Предварительный расчет валов
Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Проверка прочности шпоночных соединений
Подбор подшипников и проверка их долговечности
Уточненный расчет валов
Список использованных источников
Редуктор - механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Рис. 1 Схема привода
Рис. 2 График нагрузки
= 097 - кпд. закрытой цилиндрической передачи
= 099 - кпд. пары подшипников качения (лит.1 стр.61 табл.7)
1 Требуемая мощность электродвигателя
По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 112М4УЗ мощностью
Рэ=55 кВт и nd =1455 обмин.
3 Частота вращения вала барабана при =12
3 Передаточное число привода.
4 Передаточное число тихоходной передачи
(Лит.2 стр.3 табл.1.3)
Тогда для быстроходной передачи
5 Частоты вращения и угловые скорости валов.
6 Крутящие моменты на валах
Т2 = Т1 · u1 · 1 · 2 =29 · 315 · 099 · 097 = 88 Н·м
Т3 = Т2 · u2 · 1 3 =88 · 38 · 0993 = 325 Н·м
1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 45; термообработка – улучшение и закалка ТВ4 твердость зубьев НRC 45 50.
2 Определим межцентровое расстояние из условия контактной прочности зубьев
Принимаем коэффициент для косозубой передачи
По графику IV (лит.3стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и bd=065 коэффициент Кн=122
Допускаемые контактные напряжения
При поверхностной закалке колес
нlimb = 17 HRC+200 (лит3 стр.185 табл.12.4)
нlimb = 17 · 475+200=1008 МПа
R = 095; V = 1; SН = 11 (лит.3стр.187)
Общее календарное время работы привода за L=8лет
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса
T2=08T; t2=045t; n2=
Для колеса при n2=462 обмин и t=8410ч
NНЕ=27 · 8410 ·462=105 · 108
Базовое число циклов нагружения N0=107(лит. 3 стр. 238)
Коэффициент долговечности
m=(01 02)аw = (01 02)70=07 1 4 мм
Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Принимаем 1 = 17 тогда
= 1 · u1 = 17 · 315 =535
Действительное передаточное число
Окончательное межосевое расстояние
3Размеры шестерни и колеса
D1= m z1= 2 ·17 = 34 мм
da1= d1+2m = 34+2 · 2= 38 мм
d2= m z2= 2 ·54 = 108 мм
da2= d2+2m = 108+2 · 2 = 112мм
b2= ba · αw = 0315 · 71= 22мм
Принимаем b2 = 25 мм
b1 = b2 + 5мм = 25+5=30 мм
4 Проведем проверочный расчет зубьев шестерни на изгиб
Коэффициент формы зуба при 1 = 17
УF= 388 (лит.3стр.192 табл.12.23)
У=1 и У=1 (лит.3 стр.193)
Окружная скорость в передаче
При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент
КFL = 12 (лит.3стр.184 табл.12.17)
КFV = 104 (лит.3стр.195 табл.12.5)
КF =125 (лит.3стр.186 табл.12.18)
Допускаемое напряжение изгиба
Для закаленных колес
(лит.3стр.195 табл.12.6)
Коэффициент динамичности при V=3мс и 8-й степени
КFV = 106 (лит.3стр.195 табл.12.5)
При односторонней нагрузке
КFС = 1 (лит.3стр.194)
Коэффициент безопасности
SK=17 (лит.3стр.194)
Базовое число циклов нагружения N0=106(лит. 3 стр. 240)
T2=08T; t2=0 45t; n2= и
Прочность передачи достаточна.
1 Материалы и термообработку принимаем те же что и для быстроходной передачи.
Принимаем коэффициент
По графику IV (лит.3стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и bd=076 коэффициент Кн=122
m=(01 02)aW = (01 02)105=105 21 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса
Принимаем 3 = 22 тогда
= 3 · u2 = 22 · 38 =836
2 Размеры шестерни и колеса
d3= m z3= 2 ·22 = 44 мм
da3= d3+2m = 44+2 · 2= 48 мм
d4= m z4= 2 · 84 = 168 мм
da4= d4+2m = 168+2 · 2 = 172 мм
b4= ba · αw = 0315 · 106 = 334 мм
Принимаем b4 = 35 мм
b3 = b4 + 5мм = 35+5=40 мм
3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
Коэффициент формы зуба при 3 = 22
При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты
1Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.
2Диаметр выходного конца ведущего вала
При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=24 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=30 мм
3 Диаметр под подшипники промежуточного вала
Принимаем d21=35 мм и под ступицу зубчатых колес d2=40 мм
4 Диаметр выходного конца ведомого вала
Принимаем d3=50 мм под подшипники d31=55 мм и под ступицу зубчатого колеса d3=60 мм
1 Шестерня 1 выполняется заодно целое с валом
2 Колесо 2 выполняется из поковки.
dCT=16 d2=16 · 40 =64 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм
lCТ=12 · d2=12 · 40 = 48 мм
S0=(25 4)m=(25 4) ·2=5 8
C= 03b2= 03 · 45 = 135 мм
3 Колесо 4 выполняется из поковки.
dCT=16 d3=16 мм · 60 = 96 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 96 мм
lCТ=12 · d3=12 · 60 = 72 мм
S0=(25 4) m = (25 4)2 = 5 8
C=03b4 = 03 · 40 = 12 мм
1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0025αw+1 = 0025· 116 + 1 = 475 мм
Толщина фланца корпуса и крышки
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
p = 235 = 235 · 8 = 188 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(003÷0036)αw+ 12 = (003÷0036) ·116+12 =1548 ÷ 1618 мм
Диаметры болтов крепления крышки с корпусом
d2=(005÷06)d1 = (05÷06) ·16=8 ÷ 10 мм
Проверка прочности шпоночных соединений.
1 Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Прочность соединений проверяется по формуле
2 Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d1=24 мм выбираем шпонку с параметрами
Применяем чугунную полумуфту
3 Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3 при d2=40мм выбираем шпонку b · h · t1 = 5 мм
Для стальной ступицы (лит.3стр.108)
4 Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3=60мм выбираем шпонку b · h · t1 = 6 мм
5 Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d3=50мм выбираем шпонку b · h · t1 = 55 мм
6 Прочность шпоночных соединений достаточна
1Выполняем эскизную компоновку редуктора и определяем все необходимые размеры.
2Рассмотрим ведущий вал (рис.3)
Усилия в зацеплении равны:
Fr1= Ft1-tg20º =1933 ·0364 =704H
Рис. 3 – Схема нагрузки ведущего вала.
Определим реакции опор
Изгибающие моменты на валу:
Му(С)=Хв ·b =1364 · 120 = 163680 Н ·м
МХ(С)=ув · b=497 · 120 = 59640 Н ·м
Кроме усилий в зацеплении на ведущий вал действует консольная нагрузка от муфты
lм=07d1+50=07·24+50=70 мм
Т.к. направление силы FM неизвестно то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил.
Реакции опор от силы FM
МА=FМ· lМ =673·70=47110H.м
МС=RB· b =277·50=13850H.м
Т.к. направление силы FM неизвестно то определим суммарные реакции опор исходя из худшего положения для вала т.е. направление реакций совпадают.
Суммарные радиальные реакции
При диаметре вала d1=30 мм по ГОСТ 8328-75 выбираем шарикоподшипники радиальные легкой серии № 306 d=30мм; D=72 мм; =19 мм; С=29100 Н;
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
При вращении внутреннего кольца коэффициент
При спокойной нагрузке коэффициент
Для подшипника А как более нагруженного получаем
Долговечность подшипника
Минимальная долговечность
Долговечность подшипников достаточна
3Рассмотрим промежуточный вал.
Рис.4 Схема нагрузки промежуточного вала
Fr3= Ft3 · tg20º=4000·0364=1456H
МХ(С)=УВ·с=735·60=44100 Н·м
МХ(D)=УА·а=17·50=850 Н·м
МУ(С)=ХВ·с=2020·60=121200 Н·м
МУ(D)=ХА·а=48·50=2400 Н·м
Для опор вала при диаметре d2=35мм выбираем шарикоподшипники радиальные легкой серии № 307 ГОСТ 8338-75 с параметрами d=35мм; D=80 мм; =21 мм; С=33200 Н;
Для опоры В как более нагруженной
Долговечность подшипника достаточна.
4Рассмотрим ведомый вал.
Рис.4.Схема нагрузки ведомого вала
Кроме усилий в зацеплении на ведомый вал действует консольная нагрузка от муфты.
На расстоянии от ближайшего подшипника
Т.к. направление силы FM неизвестно то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил
Суммарные радиальные реакции.
При диаметре вала d3’=55мм выбираем в качестве опор шарикоподшипники однорядные средней серии № 311 ГОСТ 8338-75 с параметрами d=55мм; D=120 мм; =291 мм; С=71500 Н;
Для опоры B как более нагруженной получим
Уточненный расчет валов.
1 Материал вала - сталь 45; термообработка - улучшение
2 Определим запас прочности под серединой зубчатого колеса (точка С) где действует максимальный изгибающий
Максимальный изгибающий момент
И концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой.
Коэффициенты запаса прочности
При диаметре вала d3”=60 мм масштабные коэффициенты
Для улучшенной поверхности коэффициент упрочнения
Для стали 45 коэффициент
Коэффициент концентрации напряжений от шпоночной канавки
(лит.3стр.278 табл.16.2)
Моменты сопротивления сечения с учетом шпоночной канавки:
(d=60 мм; b=16 мм; t=10 мм)
Напряжение в сечении
Для редукторных валов (лит.3стр.279)
Прочность сечения достаточна.
Другие сечения не проверяем как менее нагруженные.
1 Соединение вала электродвигателя с валом редуктора производится при помощи упругой втулочно-пальцевой муфты.
Расчетный момент муфты
Для конвейеров коэффициент режима можно принять
По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с параметрами d=24 мм; D=100 мм; L=104мм; [Т]=63 H·м
2 Для муфты соединяющей ведомый вал с приводным валом конвейера
По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с параметрами: d=50 мм; D=170 мм; L=225мм; [Т]=500 H·м
Смазка зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего
погружение колеса на 10÷15мм.
При скорости в зацеплении V=3мс рекомендуемая вязкость масла
(лит.1стр.164табл.8.8)
По табл. 8.10 (лит.1стр.165) выбираем масло индустриальное И-100А
2 Подшипники смазываем пластичной смазкой которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки – УТ1.
С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» 1979г.
«Техническая механика» методическое указание 1982г.
П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.

График3.cdw

Колесо зубчатое.cdw

Коэффициент смещения
Допуск на радиальное
биение зубчатого венца
Направление линии зуба
Термообработка поверхности зубьев 46 51 НRC
Допускается замена материала на сталь 40ХЛ ГОСТ 977-88
Неуказанные предельные отклонения размеров : диаметров

Редуктор.spw

Редуктор.cdw

Техническая характеристика
Передаваемая мощность Р=4 кВт
Передаточное число U=12
Частота вращения валов:
Осевой люфт в подшипниках поз. 37
После сборки деталь поз.8 должна проворачиваться от руки.
В редуктор залить масло по уровню
Редуктор обкатать на стенде без нагрузки в течение 1 часа.

Муфта.cdw

Упругая втулочно-пальцевая
*Размеры для справок.
Номинальный вращающий момент Т=63 Нм

Привод.cdw

Техническая характеристика:
Частота вращения приводного вала n=124обмин
Общее передаточное число привода и=12
Момент на приводном валу Т=325 Нм
Электрический двигатель:4А112М4У3
частота вращения n=1455 обмин
Привод к скребковому
Размеры для справок.
Осевой смещение валов до 1 мм
Радиальное смещение валов до 0

График1.cdw

Муфта.spw

Привод.spw

Схема нагрузки.cdw

График2.cdw

Вал.cdw

Редуктор2.cdw