Редуктор V

Содержание.doc

Техническое задание 3
Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя 4
Выбор материала термической обработки и определение
допускаемых напряжений 5
Расчет зубчатой передачи 6
Подбор подшипников .15
Размеры элементов корпуса 17
Смазочные устройства 20
Эскизы стандартных изделий 21
Список использованной литературы 27

1467.CDW

жужожа.doc

1 Кинематический расчёт привода. Выбор электродвигателя.
1 Мощность на выходном валу редуктора.
Pвых =T·n9550=120·2209550=2.764 кВт
где Т=120 Н·м - вращающий момент на валу барабана
n=220 обмин - частота вращения вала барабана.
2 Коэффициент полезного действия привода мешалки.
=рем ·пк ·пк ·пк ·м·зп = 095·099·099·099·098·097 = 0876 где м =098- КПД муфты ( [1] страница 4 таблица 1.1) пк =099 - КПД подшипников качения ([1] страница 4 таблица 1.1)
рем =095 - КПД ремённой передачи ([1] страница 4 таблица 1.1)
зп =097 - КПД зубчатой передачи ([1] страница 4 таблица 1.1).
3 Требуемая мощность электродвигателя.
Pэл = Pвых =2.7640.876=3.155 кВт
где Pвых =2764 кВт- мощность привода мешалки
=0876 - КПД привода мешалки.
4 Выбор электродвигателя.
В приводе можно реализовать передаточное отношение i= iрем ·iзуб=(2..4)-(2..5)=4..20
i =nэл n=1435220=65
где nэл =1435 обмин -асинхронная частота двигателя100S4 ([2] страница 377 таблица 24.8)
n=220 обмин-частота на выходном валу.
Принимаем для зубчатой передачи передаточное отношение равное iзуб =3 тогда для ремённой передачи передаточное отношение будет равно iрем =2167.
5 Вращающие моменты на концах валов.
T2=T( пк ·пк ·м )=120(0.99·0.99·0.98)=124.935 Н·м
где T2 –момент на выходном валу.
T1 =T( пк ·пк ·м·зп iзуб )=120(0.990.990.980.973)=42.933 Н·м
где T1 –момент на входном валу.
Выбор материала термической обработки и определение допускаемых напряжений.
1 Выбор материала и термообработки.
В качестве материла для шестерни принимаем сталь 45 термическая обработка –улучшение 269 302 для зубчатого колеса сталь 45 термическая обработка – улучшение 235 262HB ([1] страница 9).
2 Определение допускаемых контактных напряжений.
HBСР1=(235+262)2=2855 МПа
HBСР2 =(269+302)2=248.5 МПа.
[]H1=18 · НВСР1+67=18·2855+67=582727МПа.
Для зубчатого колеса:
[]H2=18 · HBСР2 +67Мпа=18 · 2485+67=515455 МПа.
Среднее допускаемое контактное напряжение.
[]H =05·([]H1+[]H2 )=05·(582727+515455)=549091 МПа.
3 Определение допускаемого напряжения изгиба для шестерни и
[]F1=1 03·НВСР1=103·2855=294065 МПа
Для зубчатого колеса:
[]F2=l03· HBСР2 =103·2485=255955 МПа
Расчёт зубчатой передачи.
1.1 Межосевое расстояние.
аw≥Ka·(U+1)·( T2KHB(a·U2· []H2))13= 4950·(3+1)·(124935·1(0.315·32·549.0912))13 =108.789 мм
где U=3 - передаточное число (см. пункт 1.4)
T2=124935 Нм - вращающий момент на зубчатом колесе выходного вала
Кнв=1 - коэффициент концентрации напряжений ([1] страница 13)
[]H =549091МПа- среднее допускаемое контактное напряжение(см.пункт2.2)
a=0315([1] страница 13).
По нормальному ряду чисел страница 372 таблица 24.1 [2] принимаем aw=110 мм.
1.2 Модуль зацепления.
m≥2· Км·T2 (d2·b2· []F2)=2·68·124935(165·34·255955)=118 мм
где Км=68 - вспомогательный коэффициент ([2] страница 12)
d2 =2· аw ·U(U+1)=2·110·3(3+1)=165 мм -делительный диаметр зубчатого колеса ([1] страница 13)
b2 = a· аw =0315·110=3465 мм - ширина венца зубчатого aw
колеса по [1] страница 290 таблица 18.1 принимаем b2 =34 мм
[]F2 =255955 МПа- допускаемое напряжение изгиба для зубчатого колеса (см. пункт 2.3)
T2 =124935 Н·м - вращающий момент на зубчатом колесе выходного вала
m = (001.. 002)aw = 002·110 = 22 мм.
Принимаем значение модуля передачи из стандартного ряда чисел m=2 мм.
1.3 Суммарное число зубьев.
z=z1+z2 =2· aw m=2·1102=110
где z1z2-числа зубьев шестерни и колеса
m- модуль зацепления.
1.4 Числа зубьев шестерни и зубчатого колеса.
z1 =z(u+1)=110(3+1)=275 принимаю z1= 28
z2=z-z1 = 110 -28 = 82 где
z1z2-числа зубьев шестерни и колеса
U=3 - передаточное число (см. пункт 1.4).
1.5 Фактическое передаточное число UФ и отклонение ΔUФ от заданного.
UФ = z2z1 =8228=2929
ΔUФ = (UФ - U) U·100%=(2.929 - 3) 3·100%=2381%≤3%что допустимо.
1.6 Основные геометрические параметры передач.
d1=mz1=228=56 мм d2=mz2=282=164 ([1]страница 14)
где m-модуль зацепления
z1z2-числа зубьев шестерни и колеса.
Диаметр окружности вершин:
dA1=d1+2m = 56+22=60 мм dA2= d2+2m = 164+22 =168 mm.
Диаметр окружности впадин:
df1=d1-25m = 56-252 = 51 мм df2= d2-25m = 164-252 = 159 мм.
Из пункта 3.1.2 b2=34 мм b1= b2+(2..4)=34+4=38 mm принимаю по нормальному ряду чисел ([2] страница 372 таблица 24.1) .
2 Проверочный расчёт.
2.1 Силы в зацеплении.
Ft=2T2103 d2=2124000164=1523598 H ([1] страница 15)
где d2 =164 мм-делительный диаметр зубчатого колеса
T2=124935 Нм - вращающий момент на зубчатом колесе выходного вала.
Fr= Fttgα=1523598tg20=554544 H ([1] страница 15)
где α=20-для стандартного угла.
2.2 Проверка зубьев по контактным напряжениям.
H=436000(KHαKHKHV(U+1)UFt(d1b2))05=436000
(110312(3+1)31523598(00560034))05=505545 Мпа ([1] страница 16)
где d1=56 мм - диаметр делительной окружности шестерни
b2=34 мм - ширина венца зубчатого колеса
U - передаточное число
КНα= 1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями ([1] страница 16)
KH=103 ([1] страница 12 таблица 2.3) для d= b2 d1=3456=0607-коэффициент концентрации нагрузки
KHV =12- коэффициент динамической нагрузки ([1] страница 16).
H ≤ []Н []Н=515455 МПа т.к. H лежит в допускаемых пределах корректировку ширины зубчатого колеса не производим.
2.3 Проверка зубьев колёс по напряжению изгиба.
F2= Ft YF2 YB KFαKFKFV( b2m)=15235983811110514( 342)=
=125489 МПа ([1]страница 15)
где Ft=1523598 Н- окружная сила
YF2 =381 - коэффициент формы зуба приняли по таблице 26 страница 23 [1]
YB-коэффициент учитывающий угол наклона зубьев для прямозубых
KFα=1 для прямозубых колес
KF=105 для d=0607 (см. пункт 3.2.2) по таблице 25 страница 16 [1]
KFV =14- коэффициент динамической нагрузки страница 16 [1]
m-модуль зацепления.
F2 ≤ []F2 []F2=255955 МПа условие выполняется значит передача работоспособна.
Для зубьев шестерни:
F1= F2 YF1YF2=125489361381=118901 МПа ([1]страница 15)
где YF1=361 - коэффициент формы зуба приняли по таблице 26 страница 23 [1].
F1 ≤ []F1 []F1=294065 МПа
Условие выполняется следовательно передача работоспособна.
1 Проектный расчёт быстроходного вала.
Диаметр выходного конца быстроходного вала.
Быстроходный вал приводиться во вращение валом электродвигателя поэтому
диаметр выходного конца этого вала должен быть согласован с диаметром вала
d1=(08..10)dэл=0824=192 мм
где dэл -диаметр вала электродвигателя страница 379 таблица 24.9 [2]. Значение диаметра вала принимаем по странице 372таблице 24.1 [2] d=20 мм Консольный участок вала выполняется коническим с наружной резьбой по ГОСТ 12081-72:
Диаметр вала в месте установки подшипника мм
dп ≥ d1 +2t =20+22=24 мм
где t=2 по [1] страница 37 таблица 3.1.
В месте установки подшипника принимаю диаметр вала равный dп=25 мм по
нормальному ряду чисел.
Диаметр средней части вала.
dпб= dп +32г=25+3216=3012 мм
где г=16 мм - координата фаски подшипника ([1] страница 37 таблица 3.1).
По стандартному ряду чисел (страница 372таблица 24.1 [2]) принимаем dпб =34 мм.
2 Проектный расчёт тихоходного вала.
Определение диаметра выходного конца вала.
d2 = (T2(02[]))13 = (124935(0220))13 = 21493мм где
Т2 =124935 Нм- вращающий момент на зубчатом колесе выходного вала
По нормальному ряду чисел страница 372 таблица 24.1 [2] принимаю d2=20 мм; Консольный участок вала выполняется цилиндрическим с внутренней резьбой по
ГОСТ 12080-66 ( страница 403 [2]):
Диаметр вала в месте установки подшипника.
dп=d2+2t2=20+22=24 мм
где t=2 по [1] страница 37 таблица 3.1
d2=20 -диаметр выходного конца вала.
По нормальному ряду чисел (страница 372 таблица 24.1 [2]) принимаем
dпб= dп +32r=20 +3216=2512 мм где
г=16 мм - координата фаски подшипника ( страница 37таблица 3.1 [1]);
По нормальному ряду чисел страница 372 таблица 24.1 [2] принимаем
3 Проверочный расчёт тихоходного вала.
3.1 Силы в зацеплении.
Ft=1523598 H (см. Пункт3.2.1).
Fr=554544 H (см. Пункт3.2.1).
Консольная нагрузка от муфты:
FM = 125(T2)12= 125(124935)12 = 1369306 Н.
3.2 Опорные реакции.
a b c - размеры в соответствии с рисунком 4.3
RAY= (Ftb+FMc)(a+b)=(152359800405+136930600515)0092=1710977 Н.
RCY = Ft+FM-RAY=1523598+1369306-1710977=1181927 Н.
RAX=Frb(a+b)=55454400405(00405+00405)= 277273 H
RCX=Fr-RAX=554544-277273 =277273 Н.
3.3 Изгибающие моменты.
MBY= RAYa=171097700405=75283 Нм
MCY= -FMc=136930600515=-83528 Нм.
MBX= RAXb=27727300405=122 Нм
3.4 Суммарные моменты.
MB=( MBY2+ MBX2)12 =( 752832+1222)12 =76265 Нм.
МС =( MСY2+ MСX2)12 =( 835282+O2)12 =83.528 Нм.
3.5 Проверочный расчет опасных сечений.
3.5.1 Расчетная формула.
s=ss( s2+s2)12=[s] ([1]страница 125)
где s- расчетный коэффициент запаса
[s]=(15 3)- допускаемый коэффициент запаса
ss- коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
s=-1WнеттоKV((K Kd+ KF-1)M)-(*)
s= -1WкнеттоKV((K Kd+ KF-1)T)-(**)
где Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала со шпоночной
канавкой([1]страница 126)
Wкнетто - полярный момент сопротивления сечения вала ([1] страница 126)
T- вращающий момент на валу
M- изгибающий момент
-1-1- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения
KK- эффективный коэффициент концентрации напряжений
Kd- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
KF- коэффициент влияния шероховатости
KV- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
3.5.2 Расчет сечения в точке B.
В качестве материала для вала использую сталь 45 твердостью 260 285HB.
Для формулы (*) пункт 4.3.5.1 принимаем:
Wнетто=01d2-bt1(d- t1)2(2d)= 010032-00080004(003- 0004)2(2003)=
=233910-6 ([1]страница 126 таблица 7.9)
где d-диаметр средней части тихоходного вала (см. пункт 4.2)
b=8 мм- ширина шпоночной канавки ([1]страница 300таблица 18.19)
t1=4 мм –глубина паза вала ([1]страница 300таблица 18.19)
K=255 ([1] страница 128таблица 17.13)
Kd=088 ([1] страница 127таблица 17.10)
KF=1 ([1] страница 127таблица 17.11)
KV=16 ([1] страница 128таблица 17.12)
M=MB=76265 Нм (см. пункт 4.3.4)
-1=56108 Па ([1] страница 125таблица 7.8)
s=56108 000000233916((255088+1-1)76265)=2431.
Для формулы (**) пункт 4.3.5.1 принимаем:
Wкнетто=02d3- bt1(d- t1)2(2d)=020033- 00080004(003- 0004)2(2003)=
=50410-6 ([1]страница 126 таблица 7.9)
K=14 ([1] страница 128таблица 17.13)
Kd=0885 ([1] страница 127таблица 17.10)
T=T2=124935 Нм (см. пункт 1.5)
-1=15108 Па ([1] страница 125таблица 7.8)
s= 15108 50410-616((140885+1-1)124935)=6085.
Подставляя полученные ss в формулу s=ss( s2+s2)12= 24316085
( 24312+60852)12=2258
Расчетный коэффициент лежит в допускаемых пределах.
3.5.3 Расчет сечения в точке C.
Wнетто=01d3= 0100253=156310-6 ([1]страница 126 таблица 7.9)
где d- диаметр вала в месте установки подшипника (см. пункт 4.2)
Kd=0895 ([1] страница 127таблица 17.10)
M=MС=83528 Нм (см. пункт 4.3.4)
s=56108 156310-6 16((255088+1-1)83528)=2256
Wкнетто=02d3=0200253=312510-6 ([1]страница 126 таблица 7.9)
s= 15108 5410-616((140895+1-1)124935)=3838.
Подставляя полученные ss в формулу s=ss( s2+s2)12= 22563838
( 22562+38382)12=1945.
Расчетный коэффициент лежит в допускаемых пределах.
1 Принимаем по диаметру вала d2=25 мм подшипник 305 ([2]страница 380таблица 24.10)
Сг =17600 Н- динамическая грузоподъёмность ([2]страница 380таблица 24.10)
Сr0 =15100 Н - статическая грузоподъёмность ([2]страница 380таблица 24.10)
2 Эквивалентная нагрузка.
P=(XVFr+YFа)KTK=(111887062+0)113=2453181 Н ([3] страница 291)
где v=l - коэффициент вращения ([3] страница 292)
X = 1; Y = О ([3] страница 294);
Кт = 1 - температурный коэффициент ([2] страница 85)
Кб=13 - коэффициент безопасности ([2] страница 85)
Fr=RA=(RAY2+ RAX2)12=(17109772+2772732)12=1887062 Н.
3 Долговечность принятого подшипника.
Lh=106(60n)( Сгp)3=106(60220)( 176002453.181)3=279753293 часов
где п=220 обмин - частота вращения вала.
Рассчитанная долговечность больше требуемой долговечности (Lh= 20000 часов).
1 Подбор шпонки для зубчатого колеса
Для передачи вращающего момента от зубчатого колеса к валу выбираю шпонку
x7x32 ГОСТ 23360-78 ([2] страница 405 таблица 24.32).
Проверка на смятие по условию:
lр=24≥2T2(d(h-t1)[]см)= 2124935(30(7-4)125)=22211 мм
Т2 - вращающий момент на зубчатом колесе
d=30 мм -диаметр тихоходного вала под колесом
h=8 мм - высота шпонки ([1]страница 300 таблица 18.19)
t1=4 ([1]страница 300 таблица 18.19)
[]см = 100.. 150 Мпа -допускаемое напряжение смятия ([2]страница 56)
Проверка на срез по условию:
=2T2(d2 lрb)=2124935(30248)=4338≤[]=05[]см=05(100 150)=
где b =8 мм- ширина шпонки ([1] страница 300 таблица 18.19).
Условиям проверки шпонка удовлетворяет.
2 Подбор шпонки для консольного участка выходного вала.
Выбираю шпонку 6x6x32 ГОСТ 23360 –78 ([2] страница 405 таблица 24.32).
lр=26≥2T2(d(h-t1)[]см)= 2124935(20(6-35)125)=23316 мм
Т2 - вращающий момент
d=20 мм –диаметр консольного участка вала
h=6 мм - высота шпонки ([1]страница 300 таблица 18.19)
t1=35 ([1]страница 300 таблица 18.19)
=2T2(d2 lрb)=2124935(20266)=61243≤[]=05[]см=05(100 150)=
где b =6 мм- ширина шпонки ([1] страница 300 таблица 18.19).
Размеры элементов корпуса.
1 Толщину стенки отвечающую требованиями технологии литья и необходимой жёсткости корпуса редуктора находят по формуле: = 1121Т214 = 112112439514 =3745 мм
где Т2=124935 Нм- вращающий момент на тихоходном валу
По рекомендации принимаем толщину стенки корпуса =6 мм тогда толщина
стенки крышки 1 = 09 = 09-6 = 54 мм.
2 Примем размеры отдельных элементов корпусных деталей:
b = 15 = 156 = 9 мм
b1 = 15 1 = 15-54 = 81 мм
f= 05 1 = 05-54 = 27мм
l = (2..22) = 26 = 12 мм
Крышку корпуса крепим винтами в шести местах как указано на чертеже. Диаметры винтов d и отверстия в крышке d0 принимают в зависимости от межосевого расстояния aw по таблице 9.2 страница 146 [1]: d = Ml2 d0 = 13 мм. Винты крепления с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником.
K1 = 22d = 2212 = 264 мм
C1= 05 K1 = 05264 = 132 мм
b2 = 15d = 1512 = 18 мм.
3 Размеры крышек подшипников.
Крышки подшипников в данной конструкции редуктора будут закладными. Их
размеры определяются диаметром D отверстия под подшипник.
3.1 Крышка тихоходного вала. Глухая.
Установлен подшипник 305 D = 62 мм и в зависимости от этого принимаем по таблице 6.13 страница 111 [1]толщину стенки =5 мм.
Размеры других элементов крышки:
=(09..10)8 = 15 = 5мм
S = (09..12) = 15 = 5 мм
l = 25b = 253 = 75мм.
С отверстием для выходного конца вала.
3.2 Крышки быстроходного вала.
Так как диаметры D подшипников на тихоходном и быстроходном валах
одинаковые то крышки подшипников будут одинаковыми.
Все фаски выполнить под углом 45°.
Здесь описаны основные размеры крышек. При несовпадении крышек с корпусом
возможна расточка крышек под корпус. Но необходимо обеспечить
герметичность закладки во избежание просачивания масла.
4 Крышку относительно корпуса фиксируют штифтами. Мы примем два цилиндрических штифта диаметры штифтов будут равны dшт= 6 мм.
5 Конструкция места крепления корпуса к плите или раме. Редуктор будет крепиться к раме четырьмя болтами М12.
6 Для подъёма и транспортировки редуктора примем две проушины отлитые заодно с крышкой корпуса.
7 Люк в верхней части крышки используют не только для заливки масла но и для осмотра зацепления зубчатого колеса с шестерней.
8 Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлен жезловый маслоуказатель [1]страница 137 рисунок 8.14. А также для слива отработавшего масла принимаю пробки с конической резьбой. Размеры пробки принимаю по
таблице 8.5 страница 135 [1]:d = 209 мм L = 15 мм b = 75 мм
Смазочные устройства.
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.
Для того чтобы выбрать необходимую марку масла нужно вычислить окружную скорость:V=dn60000=31416422060000=1.889 ммс
где d=164 мм - делительный диаметр зубчатого колеса
n=220 обмин - частота вращения вала.
Затем по скорости и контактным напряжениям (Н = 505455 Мпа ) по таблице
1 страница 130 [1] определяем требуемую вязкость масла равную 3410-6 м2с
при температуре Т=50°С после этого по таблице 8.3 страница 130 [1]
выбираем марку масла - индустриальное И - ЗОА.
Эскизы стандартных изделий.
Болт с шестигранной уменьшенной головкой.
Болт М620.58 ГОСТ 1708-70
Винт с цилиндрической головкой и шестигранным углублением “ под ключ ”.
Винт М1230.68 ГОСТ 11738-72.
Винт с цилиндрической головкой.
Винт М618.56 ГОСТ 1491-72
Гайка круглая шлицевая.
Гайка М121.5 ГОСТ 11871-73
Резиновая армированная манжета для вала.
Манжета 1-2540 ГОСТ 8752-79
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 6 ГОСТ 6402-70
Шайба М12 ГОСТ 11872-73
Шайба 7019-0617 ГОСТ 14734-69
Штифт цилиндрический.
Штифт 840 ГОСТ 3128-70
Штифт 412 ГОСТ 3128-70
Шпонка призматическая.
Шпонка 6630 ГОСТ 23360-78
Шпонка 6632 ГОСТ 23360-78
Шпонка 8732 ГОСТ 23360-78
Пробка с конической резьбой.
Пробка К 12’’ труб. ГОСТ 12717-78
Редуктор предназначен для привода мешалки. Редуктор представляет собой устройство предназначенное для выигрыша во вращающих моментах и уменьшения скоростей.
В данном случае редуктор обеспечивает согласование частот вращения
вала электродвигателя и привода мешалки. Редуктор представляет собой прямозубую передачу выполненную по 8 степени точности. Редуктор является одноступенчатым с горизонтальным расположением осей валов.

МОЕ1468.cdw

260..285 HB кроме места
* размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь 45 ГОСТ 1050-74

Список используемой литературы.doc

Список использованной литературы.
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов “Детали машин. Курсовое проектирование: учебное пособие для машиностроит. спец. техникумов” –М.: Высшая школа 1984 г.
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов “Конструирование узлов и деталей машин : учебное пособие для машиностроит. спец. вузов” –М.: Высшая школа 1985 г.
М.Н. Иванов “Детали машин: учебник для машиностроит. спец. вузов” –М.: Высшая школа 1984 г.