Курсовой проект "Редуктор цилиндрический двухступенчатый"

ПЗ.pdf

Кинематический расчёт привода
2 Выбор электродвигателя
3 Уточнение передаточных отношений
4 Кинематический и силовой расчет
5 Таблица результатов
Расчет зубчатых передач
1 Схема зубчатой передачи
2 Критерии работоспособности и расчета
3 Выбор материала зубчатых колес
4 Расчет допускаемых напряжений
5 Проектный расчет передач
6 Расчёт передачи 3-4 c прямозубыми цилиндрическими колёсами
7. Расчёт зубчатой передачи 1-2
Предварительный расчет валов
Конструктивные размеры зубчатых колес
Конструктивные размеры корпуса
Проверка долговечности подшипников
1. Расчет подшипников быстроходного вала 1
2. Расчет подшипников промежуточного вала 23
3. Расчет подшипников тихоходного вала 4
Подбор и проверка шпонок
Уточненный расчет валов
Сборка и регулировка редуктора
Список использованной литературы:
Согласно заданию требуется разработать привод ленточного конвейера состоящий из электродвигателя двухступенчатого цилиндрического зубчатого
Требуется выбрать электродвигатель рассчитать зубчатые передачи спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений подшипников
разработать общий вид редуктора разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала зубчатого колеса крышки корпуса редуктора.
Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоте вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и
проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.
Шпоночные соединения проверяются на смятие и размеры принимаются в
зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер
муфты определяется исходя из передаваемого момента частоты вращения
соединяемых валов и условий эксплуатации.
Форма и размеры деталей редуктора и рамы привода определяются конструктивными и технологическими соображениями а также выбором материалов
При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную экономичную и эстетичную конструкцию что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач оптимальным подбором передаточного числа передач использованием современных конструктивных решений стандартных узлов и деталей при проектировании привода.
Рис. 1.1. Схема привода
Привод состоит из электродвигателя и 2-х ступенчатого цилиндрического
редуктора. Движение от электродвигателя через упругую муфту предаётся на
входной вал редуктора; далее через цилиндрическую шевронную передачу
-2 на промежуточный вал 2-3; далее через цилиндрическую прямозубую передачу 3-4 на вал 4; далее через муфту на вал исполнительного механизма.
2.1 Требуемая мощность электродвигателя
где P’эд – потребная мощность электродвигателя Вт;
PT – мощность на тихоходном валу привода Вт;
общ – общий КПД привода.
где F – максимальное тяговое усилие ленты Н;
V – скорость транспортера мс.
где 12 34 п – КПД отдельных передач и подшипников; м – КПД муфты; m
– кол-во пар подшипников.
Принимается 12 = 097; 34 = 097; м =098; п = 099 (табл. 1.1 стр. 4 5).
Согласно схемы привода m = 4
общ 097 097 0982 0994 0868
2.2 Требуемая частота вращения
где nт – частота вращения тихоходного вала привода мин ;
u12 u34 - передаточное число отдельных передач.
где V – скорость барабана мс D – диаметр барабана м.
Требуемая частота вращения вала электродвигателя вычисляется подставляя
в формулу 4 значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для
двух зубчатых передач (табл. 1.2 стр. 5 5).
2.3 Выбор электродвигателя
По табл. 13 (стр. 6 5) выбирается электродвигатель 4А100L4
Параметры: P = 40 кВт nэд = 1410 мин-1.
Рис. 1.2. Эскиз электродвигателя.
Основные размеры электродвигателя мм
Общее передаточное отношение
Передаточные отношения i12 быстроходной и i34 тихоходной ступеней двухступенчатого редуктора определяем из соотношений:
4.1 Мощность передаваемая на валы привода
где P1 – мощность передаваемая на вал 1 Вт;
P23 – мощность передаваемая на вал 2-3 Вт;
P4 – мощность передаваемая на вал 4 Вт;
P1 2720 098 099 2639 Вт
P23 2639 097 099 2534 Вт
P4 2534 097 099 2434 Вт
4.2 Частота вращения валов привода
4.3 Угловые скорости вращения валов
4.4 Крутящие моменты на валах
1 Схема зубчатой передачи 3-4
Рис. 2.1. Схема зубчатой передачи
2 Критерии работоспособности и расчета.
Причиной отказа зубчатой цилиндрической передачи являются:
) усталостное выкрашивание;
Если передача закрытая с не высокой (НRC 45 НRC) твердостью рабочих
поверхностей зубьев то наиболее вероятной причиной отказа принято считать усталостное выкрашивание и проектный расчет следует вести из условия ограничения контактных напряжений.;
) усталостная поломка зубьев;
если передача открытая или закрытая но с высокой (НRC 55 НRC) твердостью рабочих поверхностей зубьев то наиболее вероятной причиной отказа
принято считать усталостную поломку зубьев и проектный расчет следует
вести из условий ограничения напряжений у ножки зуба.
Для изготовления зубчатых колес выбираются стали:
Термическая обработка – 1 группа:
Термообработка Твердость
размеры загозубьев НВ
4.1 Допускаемые контактные напряжения
В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
KHL – коэффициент долговечности;
SH – коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) SH = 11).
При способе термической обработки как улучшение для сталей 40Х и 40ХН
предел контактной выносливости поверхности зубьев
H lim B k 2 H HB 70 H lim B ш 17 H HRC 200 .
H lim B 2(4) (к ) 2 2855 70 641 Н мм 2
H lim B1(3) (ш) 17 505 200 10585 Н мм 2
где NHO – базовое число циклов перемены напряжений соответствующее
длительному пределу выносливости;
NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.
N HO 2(4) (к ) 30 4802.4 81 677 106
N HO1(3) (ш) 30 28552.4 23 473 106
где ni – частота вращения того зубчатого колеса для которого определяется
допускаемое напряжение мин-1;
c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);
t Z год 365 Lcм K cут
где Zгод – срок службы передачи годы; Lсм – число часов одной смены; Ксут –
N HE1 60 1410 1 14600 123516 106
N HE 2(3) 60 2465 1 14600 215934 106
N HE 4 60 55 6 114600 48 706 106
Т.к. HO 2(3) 1 то KHL2(3) = 1.
Т.к. HO 4 1 то KHL4 = 1.
Так как передача 3-4 прямозубая то в дальнейших расчетах принимаем меньшее из допускаемых напряжений.
Принимаем [ H 34 ] 524 45 Н мм 2
Для шевронных колес в качестве рассчетного принимается (стр. 14 5)
[ H 12 ] 0 45 H 1 H 2 1 23 H min
Условие выполняется значит принимаем
[ H 12 ] 593 45 Н мм 2
4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба
KFL – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности (принимаем SF = 175 для улучшенных сталей 40Х 40ХН (табл. 4.2-4.3 стр. 16-17 5).
F0 lim 2(4) (к ) 600 Н мм 2
F0 lim1(3) (ш) 18 2855 5139 Н мм 2
где NFO – базовое число циклов перемены напряжений ( N FO 4 106 );
NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.
N FE1 60 1410 1 14600 123516 106
N FE 2(3) 60 2465 1 14600 215934 106
N FE 4 60 55 6 114600 48 706 106
5.1 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:
при расчете на контактную выносливость
при расчете на изгибную выносливость
где KH KF – коэффициенты учитывающие неравномерность распределения
нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);
KHV KFV – динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику
По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 1-2 – 3 схема тихоходная передача 3-4 – 7 схема тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков (рис. 5.1 стр. 22
где u – передаточное число рассчитываемой передачи.
bd 12 05 0 25 5 72 1 084
bd 34 05 0 4 4 43 1 1 086
Значение коэффициентов KHV и KFV выбирают в зависимости от окружной
скорости в зацеплении точности изготовления передачи и твердости зуба.
Приближенная скорость в зацеплении
где nш – частота вращения шестерни мин-1;
CV – вспомогательный коэффициент (для прямозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки CV = 1400 для косозубых и 2 группы термообработки CV = 1600);
Tк – момент на колесе Нм.
Принимаем степень точности (табл. 5.2 стр. 24 5)
зубчатая передача 1-2
зубчатая передача 3-4
Выбираются значения коэффициентов KHV и KFV по табл. 5.3-5.4 (стр. 25-26
K H 12 131 1 02 13362
K H 34 1 03 1 04 1 0712
K F 12 1 43 1 06 15158
6 Расчёт передачи 3-4 c прямозубыми цилиндрическими колёсами.
6.1 Расчет межосевого расстояния передачи
где Т4 – крутящий момент на колесе Н.мм;
KH = KH . KHV – коэффициент нагрузки;
u34 – передаточное число рассчитываемой передачи;
a – коэффициент ширины зубчатого венца;
[H] – допускаемое контактное напряжение Нмм2.
Принимается по ГОСТ 6636-69 aw34 = 160 мм .
6.2 Определение модуля зацепления
Модуль в зацеплении определяется из эмпирического соотношения
(модуль округляется до стандартного)
mn 0 01 0 02 160 1 6 3 2 мм ;
6.3 Определение числа зубьев зубчатых колёс.
Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения:
где – угол наклона зубьев на делительном цилиндре; Z c =Z3 + Z4 – суммарное число зубьев.
Т.к. передача прямозубая то принимается 0 .
Число зубьев шестерни (округляется до целого)
Коэффициент смещения исходного контура х = 0.
Фактическое передаточное отношение
В дальнейших расчетах будет использоваться принятое фактическое значение передаточного числа.
6.4. Определение геометрических размеров передачи.
Ширина зубчатого венца колеса (округляется до ближайшего целого):
Для снижения влияния погрешностей монтажа на величину поля зацепления
ширина шестерен принимается на 5 мм больше.
Проверка правильности подбора угла наклона зубьев:
Диаметры делительных окружностей:
Диаметры окружностей вершин
d a 4 262 2 2 266 мм
Диаметры окружностей впадин
d f 4 262 25 2 257 мм
6.5 Проверочные расчеты передачи.
6.5.1 Уточнение окружных скоростей и коэффициентов нагрузки
Т.к. полученное значение скорости отличается менее чем на 20% то не уточняем новое значение KHV34 и KFV34.
6.5.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям
Допускается недогруз до 15% (стр. 23 4). Рассчитаем его по формуле (57)
6.5.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба
где YF3 YF4– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (табл. 6.5 стр.
5) выбираются в зависимости от приведенного числа зубьев колёс:
F 3 7435 34286 Н мм 2
F 4 7067 293 66 Н мм 2
6.5.5 Определение сил в зацеплении
6.5.6 Определение окружной силы
6.5.7 Определение радиальной силы
где α – угол зацепления (α = 20º).
6.5.8 Определение осевой силы
Fa 3 Fa 4 3192 tg 0 0 Н
6.5.9 Результат расчёта передачи.
Рассчитываемый параметр.
Обозначение Размерность
Межосевое расстояние.
Число зубьев шестерни.
Число зубьев колеса.
Диаметр начальной окружности
Диаметр окружности выступов
Диаметр окружности впадин шестерни.
Диаметр окружности впадин
Ширина зубчатого венца шестерни.
Ширина зубчатого венца колеса.
Степень точности передачи.
Окружная сила в зацеплении.
Радиальная сила в зацеплении.
Осевая сила в зацеплении
7. Расчёт зубчатой передачи 1-2.
7.1. Расчёт межосевого расстояния передачи (стр. 4 6).
Где T23 – момент крутящий на колесе Н.мм; []H – расчётное допускаемое
напряжение Нмм2; KH = KH + KHV – коэффициент нагрузки; U12 – передаточное число рассчитываемой передачи; a – коэффициент ширины зубчатого
Так как вал двигателя и вал редуктора будут соединяться стандартной муфтой то выходной участок быстроходного вала редуктора должен быть примерно такого же диаметра как и вал двигателя что значительно увеличит последующие ступени вала. Так как этот вал выполняется заодно с шестернями
то нарезание зубьев может быть затруденно или вообще невозможным. Поэтому увеличим межосевое расстояние до 100 мм.
Принимаем aw12 = 100 мм.
7.2. Определение модуля зацепления.
Модуль в зацеплении определяется из эмпирического соотношения (и округляется до стандартного значения)
m 0 01 0 2 100 1 0 2 0 мм
7.3. Определение числа зубьев зубчатых колёс.
Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения передача шевронная - угол наклона зубьев 25 (стр. 21 4):
Число зубьев шестерни (округляется до целого):
Число зубьев на колесе:
7.4. Определение геометрических размеров зубчатых колёс.
Ширина зубчатого венца колеса определяется из следующей зависимости
(округляется до целого числа):
Проверяем межосевое расстояние: aw12
Диаметры окружностей выступов:
d a1 298 2 15 328 мм ;
d a 2 1738 2 15 1768 мм .
Диаметры окружностей впадин:
d f 1 298 25 15 26 05 мм ;
d f 2 1738 25 15 170 05 мм .
7.5 Проверочные расчёты зацепления.
После определения размеров зацепления проводятся проверочные расчёты по
контактным напряжениям напряжениям изгиба и по кратковременным перегрузкам.
7.5.1. Уточнение окружных скоростей и коэффициентов нагрузки
Т.к. полученное значение скорости отличается не более чем на 20% то уточнять новое значение KHV12 и KFV12 не следует.
7.5.2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям:
H = 4235 МПа [H]=59345 МПа.
Значительный недогруз обусловлен увеличением размеров передачи всвязи с
конструктивными особенностями быстроходного вала.
7.5.3. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:
где YF1 YF2 – коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса (табл. 6.5
F 1 1601 34286 Н мм 2
F 2 16444 293 66 Н мм 2
7.5.5. Определение окружной силы.
7.5.6. Определение радиальной силы.
7.5.7 Определение осевой силы
Fa1 Fa1 1130 tg 250 527 Н
7.5.8 Результат расчёта передачи.
Диаметр делительной окружности шестерни.
Диаметр делительной окружности колеса.
По величине крутящего момента на валу и используя формулы найдем номинальные диаметры валов.
1 Вал-шестерня быстроходный (входной)
Рис. 3.1. Эскиз входного вала
– диаметр конца быстроходного вала определяют по приближенному расчету на прочность (стр. 42 4):
где Т1 – крутящий момент на быстроходном валу 1 Н·м.
d 1 7 8 3 17 88 18 3 20 92 мм
Для соединения вала двигателя и входного вала редуктора выбираем муфту
упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 (табл. 11.6 8)
Конструкцию выходного участка вала 1 принимаем по ГОСТ 12080-66 (табл.
Согласовав диаметр входного конца вала с муфтой принимаем dВ=25 мм.
– ориентировочное значение диаметра буртика вала:
где t – высота буртика
h –высота шпонки h =7 мм
t1–глубина паза ступицы t1=40 мм значит t (7–40)+05 t 35 принимаем
принимаем d БВ 32мм.
Рис. 3.2. выходной конец быстроходного вала.
–диаметр вала под подшипники:
d П d БВ мм принимаем 35 мм.
– ориентировочное значение диаметра буртика для упора подшипников:
где r–радиус скругления внутреннего кольца подшипника r=2
принимаем d БП 42 мм
Шестерню конструируем заодно с валом – вал-шестерня.
Рис. 3.3. Эскиз промежуточного вала
где Т23 – крутящий момент на промежуточном валу 1 Н·м.
7 3 98 2 27 68 32 29 мм
Диаметр буртика колеса:
где f – фаска колеса принимается в зависимости от dк f = 12 мм (стр. 42 4).
d БК 35 3 12 386 мм
Диаметр вала под подшипник:
где r - радиус скругления внутреннего кольца подшипника r=2 мм.
3 Вал тихоходный (выходной)
Рис. 3.4. Эскиз выходного вала
– диаметр конца тихоходного вала определяют по приближенному расчету
на прочность (стр. 42 4):
где Т1 – крутящий момент на тихоходном валу 4 Н·м.
6 3 418 2 37 39 44 87 мм
Конструкцию выходного участка вала 4 принимаем по ГОСТ 12080-66 (табл.
h –высота шпонки h =8 мм
t1–глубина паза ступицы t1=50 мм значит t (8–50)+05 t 35 принимаем
принимаем d БВ 50мм.
d П d БВ мм принимаем 50 мм.
принимаем d БП 56 мм
Диаметр вала под зубчатое колесо принимаем равным диаметру буртика
где f – фаска колеса принимается в зависимости от dк f = 2 мм (стр. 42 4).
Выбор типа подшипников.
Для входного вала – подшипники шариковые радиальные однорядные
легкой грузоподъёмности. ГОСТ 8338-75. Обозначение 207
d =35 мм D = 72 мм B = 17 мм r = 20 мм Cr = 255 кН Cor = 157 кН.
Для промежуточного вала – подшипники шариковые радиальные од-
норядные средней грузоподъёмности. ГОСТ 8338-75. Обозначение 306
d =35 мм D = 72 мм B = 19 мм r = 20 мм Cr = 281 кН Cor = 146 кН.
Для выходного вала – Подшипники шариковые радиальные одноряд-
ные средней грузоподъёмности. ГОСТ 8338-75. Обозначение 210
d =50 мм D = 90 мм B = 20 мм r = 20 мм Cr = 351 кН Cor =198 кН.
Рис 3.5. Эскиз подшипников.
Зубчатые колеса состоят из обода несущего зубья; ступицы насаживаемой на вал и диска соединяющего обод со ступицей.
Для изготовления применяют двусторонние штампы.
Рис. 4.1 Эскиз зубчатого колеса.
1. Определяем длину l ст посадочного отверстия колеса. По 4 желательно
принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца ( l ст b2 ).
2. Назначаем диаметр в зависимости от материала ступицы:
Ширину S торцов зубчатого венца принимают:
S 22m 005b2 где m- модуль зацепления b2- ширина зубчатого венца.
S 2 22 15 005 25 455 мм.
S 4 22 2 005 64 76 мм.
4. На торцах зубчатого венца ( зубьях и углах обода ) выполняют фаски
f = (0.5 0.6)m которые округляют до стандартного значения по 4.
Принимаем: f 2 f 4 10 мм.
5. Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штампованных уклонов 7 0 и радиусов закругления R 6 мм .
Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхностями все
выступающие элементы (бобышки подшипниковых гнезд ребра
жесткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса
лапы под болты крепления в основании не выступают за габариты корпуса
проушины для транспортирования корпуса отлиты заодно с корпусом. При
такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброаккустческие свойства повышенная прочность в местах расположения болтов крепления уменьшение коробления при старении возможность расположении большого объема масла упрощение наружной очистки удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает а литейная оснастка – усложнена.
1. Определяем толщину стенок.
Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины определяемой условиями заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса тем толще должны быть его стенки. Основной материал
4 Т 6 мм где Т- вращающий момент на выходном (тихоходном )
Плоскости стенок встречающиеся под прямым или тупым углом сопрягают дугами
2. Определяем толщину верхнего и нижнего пояса ( фланца ) корпуса.
3. Определяем толщину нижнего пояса корпуса без бобышки и при наличии
р2 (2 25 2 75) 2 75 8 22 мм.
4. Определяем диаметры болтов:
d1 (003 0036)aT 12 003 160 12 168 мм принимаем болты резьбой М18
по таблице 4 при аТ 160 принимаем болты резьбой М12
) соединяющих основания корпуса с крышкой:
d 3 (05 06)d1 05 18 9 мм принимаем болты резьбой М10.
Проверка долговечности подшипников.
Рис. 6.1. Схема сил в зацеплении
Для опор валов цилиндрических шевронных колес редукторов применяются
подшипники шариковые радиальные. Для опор валов цилиндрических прямозубых колёс редукторов применяются подшипники шариковые радиальные однорядные. Первоначально назначаются подшипники легкой серии
Рисунок 6.2. Подшипник шариковый радиальный.
Таб. 6.1. Подшипники шариковые радиальные
Вал ОбознаРазмеры мм.
1.1. Определение консольной силы от действия муфты:
FM 1 70 T1 70 1788 296 Н.
1.2. Определение реакций опор на плоскости YZ.
Fr1 c Fr1 b c R1y a b c 0
Fr1 a Fr1 b a R2y a b c 0
1.3. Определение реакций опор на плоскости XZ.
M 2XZ 0 : Ft1 c Ft1 b c R1x a b c 0
Ft1 a Ft1 b a R2x a b c 0
1.4. Определение реакций от консольной силы.
R1k a b c FM a b c d 0
1.5. Результирующие реакции в опорах:
R1 R1x 2 R1y 2 R1k R2 R2x 2 R2y 2 R2k
R1 11302 4542 437 6 1655 Н ;
R2 11302 4542 141 6 1359 Н
1.6. Эпюры изгибающих моментов
M 1x R1x l1 103 1310 385 103 50 4 Нм
M 2 x R2x l2 103 1310 385 103 50 4 Нм
M 1 y R1y l1 103 454 385 103 175Нм
M 2 y R2y l2 103 454 385 103 175 Нм.
Рис. 6.2. Эпюры быстроходного вала 1.
1.7. Определим реакции опор для расчета подшипников:
Внешняя осевая сила действующая на вал:
1.8. Вычисляем эквивалентные нагрузки.
Для данного режима нагружения коэффициент эквивалентности вычисляется
K E 3 P13 L1 P23 L2 Pn3 Ln
где Pi и Li – постоянная эквивалентная нагрузка (радиальная и осевая).
Fr1 K E Fr1 max 1 1655 1655H
Fr 2 K E Fr 2 max 1 1359 1359 H
FA K E FA max 1 0 0 H .
1.9. Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники серии 207. Схема установки – враспор.
Для принятых подшипников из таблицы 4 находим:
Для радиальных подшипников из условия равновесия вала следует:
Значит дальнейший расчет выполняем для более нагруженной опоры 1.
Определим коэффициент осевого нагружения.
1.10. Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку.
Pr (VXF r YFa ) K Б К Т
где X и Y определяем из соотношения:
V=1(так как вал вращается относительно корпуса);
КБ – коэффициент динамической нагрузки КБ=14;
КТ– температурный коэффициент КТ=1.
Pr (1655 0) 14 2317 H
1.11. Вычислим расчетный скорректированный ресурс подшипника:
где а1 1 ( вероятность безотказной работы 90%);
а 23 07 (обычные условия применения);
k 3 (шариковый подшипник).
Расчетный ресурс больше требуемого L10 ah L10 ah (15030 14600) .
2.1. Определение реакций опор на плоскости YZ.
Fr 2 d Fr 2 b c d Fr 3 c d R1y a b c d 0
Fr 2 d Fr 2 b c d Fr 3 c d
Fr 2 a Fr 2 b c a Fr 3 a b R2y a b c d 0
Fr 2 a Fr 2 b c a Fr 3 a b
R1y R1y 2 Fr 2 Fr 3 0
2.2. Определение реакций опор на плоскости XZ.
M 2XZ 0 : Ft 2 d Ft 2 b c d Ft 3 c d R1x a b c d 0
Ft 2 d Ft 2 b c d Ft 3 c d
Ft 2 a Ft 2 b c a Ft 3 a b R2x a b c d 0
Ft 2 a Ft 2 b c a Ft 3 a b
Ft 2 R1x R2x Ft 3 0
2.3. Результирующие реакции в опорах:
R1 R1x 2 R1y 2 R2 R2x 2 R2y 2
R1 4662 127 2 483 Н ;
2.4. Эпюры изгибающих моментов
M 1x R1x l1 103 466 395 103 18 4 Нм
M 2 x R2x l2 103 466 395 103 18 4 Нм
M 1 y R1y l1 103 127 395 103 5 0 Нм
M 2 y R2y l2 103 127 395 103 5 0 Нм.
2.5. Определим реакции опор для расчета подшипников:
2.6. Вычисляем эквивалентные нагрузки.
Fr1 K E Fr1 max 1 483 483H
Fr 2 K E Fr 2 max 1 483 483H
Рис. 6.3. Эпюры промежуточного вала 23.
2.7. Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники серии 306. Схема установки – враспор.
2.8. Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку.
2.9. Вычислим расчетный скорректированный ресурс подшипника:
Расчетный ресурс больше требуемого L10 ah L10 ah (3399450 14600) .
4.1. Определение консольной силы от действия муфты:
FM 1 70 T4 70 4182 1431 Н.
4.2. Определение реакций опор на плоскости YZ.
4.3. Определение реакций опор на плоскости XZ.
M 2XZ 0 : Ft 4 b R1x a b 0
4.4. Определение реакций от консольной силы.
FM 2 a b c R2k a b 0
5.5. Результирующие реакции в опорах:
R1 15962 5812 1037 2735 Н ;
R2 15962 5812 2468 4166 Н
5.6. Эпюры изгибающих моментов
M 1x R1x l1 103 1596 945 103 1508 Нм
M 2 x R2x l2 103 1596 945 103 1508 Нм
M 1 y R1y l1 103 581 945 103 549 Нм
M 2 y R2y l2 103 581 945 103 549 Нм.
5.7. Определим реакции опор для расчета подшипников:
Рис. 6.4. Эпюры тихоходного вала 4.
5.8. Вычисляем эквивалентные нагрузки.
Fr1 K E Fr1 max 1 2735 2735H
Fr 2 K E Fr 2 max 1 4166 4166 H
5.9. Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники серии 210. Схема установки – враспор.
Значит дальнейший расчет выполняем для более нагруженной опоры 2.
5.10. Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку.
Pr (4166 0) 14 5832 H
6.11. Вычислим расчетный скорректированный ресурс подшипника:
Расчетный ресурс больше требуемого L10 ah L10 ah (45735 14600) .
Подбираются шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).
Рис. 7.1. Шпоночное соединение
Диаметр шпонки Фаска
Проверка шпонок на смятие
где T – передаваемый вращающий момент;
dср – диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;
t1 – глубина паза вала.
Проверочный расчет шпонки 8×7×50 ГОСТ 23360-78 на валу 1 под полумуфту.
Т.к. материал ступицы (полумуфта) – чугун то допускаемое напряжение
смятия [см]1 = 80 Нмм2.
Проверочный расчет шпонки 10×8×32 ГОСТ 23360-78 на валу 2-3.
Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 2) – сталь то допускаемое напряжение смятия
Проверочный расчет шпонки 16×10×56 ГОСТ 23360-78 на валу 4 под зубчатое колесо 4.
Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) – сталь то допускаемое напряжение смятия
Проверочный расчет шпонки 12×8×80 ГОСТ 23360-78 на валу 4 под полумуфту.
Т.к. материал ступицы (муфта) – чугун то допускаемое напряжение смятия
Так как условие не выполнено то устанавливаем две шпонки под углов 180
градусов считая что каждая из них воспринимает половину нагрузки.
Проверка показала данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности
S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]=15 25. Прочность соблюдена при S [S].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого
Материал вала тот же что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом) т.е. сталь 40ХН термическая обработка – улучшение.
По таблице 4 при диаметре заготовки до 80 мм среднее значение:
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
1.1. Определим силовые факторы для опасных сечений:
Суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях:
M 11 M z2 M y2 25 42 50 42 56 4 Нм
M 2 2 Fm d 296 0 089 263Нм
Крутящий момент: М к 1788Нм
Осевая сила: Fa 0 Нм
1.2. Вычислим геометрические характеристики опасного сечения вала:
1.3. Вычислим значение коэффициент запаса прочности в опасном сечении
Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:
1.4. Вычислим коэффициенты снижения предела выносливости:
где K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
K d и K d - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
K F и K F - коэффициенты влияния качества поверхности;
KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Все коэффициенты выбираются по таблицам 1:
1.5. Вычисляем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
1.6. Вычислим коэффициент влияния асимметрии цикла:
1.7. Вычислим коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям
( a11 D т11 ) (1 7 0 0628 1 7)
( a 2 2 D т 2 2 ) (11 0 0628 11)
1.8. Вычисляем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
2.1.Определим силовые факторы для опасных сечений:
Суммарный изгибающий момент в опасных сечениях 1-1 и 2-2:
M 2 M z21 M y21 5492 15082 1605Нм
M 1 FM 2 c 1431 0137 196 Нм
Крутящий момент: М к 418 2 Нм
2.2. Вычислим геометрические характеристики опасных сечений вала:
2.3. Вычислим значение коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала.
2.4. Вычислим коэффициенты снижения предела выносливости:
2.5. Вычисляем пределы выносливости вала в рассматриваемых сечениях:
2.6. Вычислим коэффициент влияния асимметрии цикла:
2.7. Вычислим коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям
2.8. Вычисляем коэффициент запаса прочности:
3. Рассчитаем вал 23
3.1. Определим силовые факторы для опасных сечений:
M 1 M z21 M y21 60 42 18 42 62 6 Нм
M 2 M z22 M y22 6912 4832 843Нм
Крутящий момент: М к 98 2 Нм
3.2. Вычислим геометрические характеристики опасных сечений вала:
3.3. Вычислим значение коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала.
3.4. Вычислим коэффициенты снижения предела выносливости:
3.5. Вычисляем пределы выносливости вала в рассматриваемых сечениях:
3.6. Вычислим коэффициент влияния асимметрии цикла:
3.7. Вычислим коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям
3.8. Вычисляем коэффициент запаса прочности:
Исходя из условий работы данного привода будет использоваться для соединения вала двигателя и входного вала редуктора муфта упругая со звездочкой (ГОСТ 14084-76). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине
где k – коэффициент учитывающий эксплуатационные условия для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.3-1.5 (табл. 11.6 стр. 279
Рис. 9.1. Муфта упругая со звездочкой.
Таблица 9.1. Основные параметры муфты упругой с торообразной оболочкой.
Муфта 125-25-32-1 ГОСТ 14084-76.
Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом конвейера будет использоваться для муфта цепная однорядная (ГОСТ 20742-81). Муфта
выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента
где k – коэффициент учитывающий эксплуатационные условия для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.3-1.5 (табл. 11.4 стр. 275
Рис. 9.2. Муфта цепная однорядная.
Таблица 9.2. Основные параметры муфты упругой с торообразной оболочкой.
Муфта 1000-40-50-1 ГОСТ 20742-81.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус
редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены.
Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его
часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Масло заливается внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 13. объем масленой ванны 4 6 л.
Подшипники смазываются тем же маслом что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла стекающего с колес валов и стенок корпуса.
По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до
0 Нмм2 и скорости V до 2 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть
примерно равна 34 мм2с. По таблице из справочной литературы принимаем
масло индустриальное И-Г-А-32 (табл. 11.1-11.3 стр. 200 4).
Контроль масла находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью фонарного маслоуказателя.
Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают
маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.
На входной вал насаживают подшипники предварительно нагретые в масле
На промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые
колеса. Одевают кольца. Затем Насаживают подшипники предварительно нагретый в масле до 80 - 100С. Для регулировки между торцом подшипника и
торцом кольца выдерживается зазор 0.5 мм.
На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до
упора в бурт вала одеваю кольца насаживают подшипники предварительно
нагретые в масле до 80 - 100С.
Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью конических штифтов затягивают болты крепящие крышку редуктора с корпусом.
На цилиндрические хвостовики входного и выходного валов закладывают
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляя крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по
программе установленной техническими условиями.
Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический
Был выбран электродвигатель рассчитаны зубчатые передачи спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения подшипники
разработан общий вид редуктора разработаны рабочие чертежи деталей: выходного вала зубчатого колеса крышек подшипников и звёздочки.
Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий
Шпоночные соединения были проверены на смятие. Пригодность подшипников была оценена по статической и динамической грузоподъемности.
Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены
конструктивными и технологическими соображениями а также выбором материалов и заготовок.
Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах.
Т.1. М.: Машиностроение 1992.
Т.2. М.: Машиностроение 1992.
Т.3. М.: Машиностроение 1992.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин:
Учебное пособие. М.: Издательский центр «Академия» 2003.
Расчет зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов. сост. Фейгин А. В Хабаровск издательство ХГТУ
Расчет зубчатых передач (цилиндрические косозубые конические прямозубые): Методические указания по курсовому проектированию. сост. Фейгин А. В. Хабаровск издательство ХГТУ 1988.
Боков В.Н. Чернилецкий Д.В. Будько П.П. Детали машин: атлас конструкций. – М.: Машиностроение 1983. – 575 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Чернавский
С.А. и др. М.: Машиностроение 1979.
Методические указания по оформлению расчетно-пояснительной записки
к курсовому проекту по деталям машин. Хабаровск издательство ХГТУ

сборочный.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число U = 25
Передаваемая мощность Р =2639 Вт при частоте
вращения быстроходного вала 147
Размеры для справок.
Несовпадение контуров корпуса поз. 3 и крышки поз. 4 по
фланцам разъема не более 5 6 мм.
Покрытие необработанных поверхностей зубчатых колес поз. 8 и
- эмаль красная НЦ - 132.
Покрытие наружных поверхностей деталей поз. 3
эмаль серая ХВ - 124.
На поверхности разъема Д нанести лак бакелитовый ЛБС - 1.

Спецификация А4.pdf

Взам. инв. № Инв. № дубл.
Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 8338-75
Шпонки ГОСТ 23360-78
Штифт 12 х 36 ГОСТ 3129-7
Рым-болт М12.19 ГОСТ 4751-73 2

Спецификация.spw

Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 8338-75
Шпонки ГОСТ 23360-78
Штифт 12 х 36 ГОСТ 3129-7
Рым-болт М12.19 ГОСТ 4751-73

Чертеж.cdw

вал А3.pdf

Неуказанные предельные отклонения размеров Н14 h14 ± 2
Взам. инв. № Инв. № дубл.
Сталь40X ГОСТ 4543-79 ТОГУ СС(б)зу-41

вал.cdw

Сталь40X ГОСТ 4543-79
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14

колесо А3.pdf

Взам. инв. № Инв. № дубл.
Межосевое расстояние
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14 h14 ± 2
Сталь40ХH ГОСТ 4345-71 ТОГУ СС(б)зу-41

колесо.cdw

Межосевое расстояние
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь40ХH ГОСТ 4345-71
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14

крышка А1.cdw

Размеры в скобках выполнять заодно с крышкой корпуса
Размеры в рамке подмечать по сопряженной детали
Неуказанные литейные радиусы наружные R8
Неуказанные предельные отклонения размеров
Недостающие размеры - см. чертеж заготовки