Редуктор конический одноступенчатый - курсовой проект

Вал ведущий.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Закалка поверхности ТВЧ h 0.8 1.0 40 45 HRC.
Острые кромки притупить R
Неуказанные предельные отклонения размеров h14

Сборочный чертеж.cdw

Технические характеристики
Передаточное отношение u = 3
Крутящий момент на ведущем валу Т
Крутящий момент на ведомом валу Т
Частота вращения ведущего вала n
Частота вращения ведомого вала n
Объем масляной ванны V = 1
Номинальная мащность P = 5
Технические требования
В редуктор залить масло "Индустриальное И-30А"
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом
в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази - солидол марки УС-2 ГОСТ 1033-79.
Редуктор конический

Спецификация.spw

КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.СБ
Редуктор конический
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.РЗ
Расчетно-пояснительная записка
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.01
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.02
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.03
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.04
Стакан ведущего вала
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.05
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.06
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.07
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.08
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.09
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.10
Крышка подшипника глухая
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.11
Крышка подшипника сквозная
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.12
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.13
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.14
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.15
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.16
Прокладка под крышку
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.17
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.18
Прокладка под стакан
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.19
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.20
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.21
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.22
КФБН.ТММ.ДМ.Кпр.303144.23
Стакан ведомого вала
Болт М14х28 ГОСТ 15589-70
Болт М14х32 ГОСТ 15589-70
Болт М16х95 ГОСТ 15589-70
Винт с шестигранной головкой
ГОСТ Р ИСО 4017-М6 х 12
ГОСТ Р ИСО 4017-М10 х 1 х 30
-6Н(S21) ГОСТ 5927-70
Манжета 1.1-22 х40-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-25 х40-1 ГОСТ 8752-79
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10Л ГОСТ 6402-70
Шайба 14Л ГОСТ 6402-70
Шайба 16Л ГОСТ 6402-70
Штифт 6х25 ГОСТ 24296-93
Подшипник 36205 ГОСТ 831-75
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75
Шайба 16.01.05 ГОСТ 11872-80
Шайба 25.01.05 ГОСТ 11872-80
Шпонка 8 х 7 х 33 ГОСТ 23360-78
Шпонка 6 х 6 х 46 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 х 8 х 31 ГОСТ 23360-78
Шпонка 6 х 6 х 16 ГОСТ 23360-78

Вал ведомый.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Закалка поверхностная h 0.8 1.0 40 45 HRC
Неуказанные предельные отклонения размеров валов h14

Стакан ведущего вала.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Острые кромки притупить R
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H14

Шестерня зубчатая коническая.cdw

Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1758-81
Внешнее конусное расстояние
Средний делительный диаметр шестерни
Средний окружной модуль
Внешний окружной модуль
Межосевой угол передачи
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
улучшение HB 250 270
Острые кромки притупить R
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H14

Записка.docx

К ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОЙ РАБОТЫ
по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»
для студентов специальности дн. формы обучения.
Разработать привод подвесного конвейера в составе одноступенчатого конического редуктора [зубчатые колеса с прямыми или круговыми) зубьями] и цепной передачи.
Pвых nвых Кинематическая схема привода
Прямозубые зубчатые колеса
Задание принял к выполнению
Краткое содержание курсовой работы
Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя.
Проектный расчет открытой цепной передачи.
Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.
Проверочный расчет зубчатой передачи по контактной и изгибной прочности.
Определение усилий в зацеплении зубчатой передачи.
Расчет валов и подшипниковых опор.
a. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих моментов.
б. Определение запасов прочности в опасных сечениях вала.
в. Подбор подшипников качения по долговечности.
Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений.
Выбор смазки и тепловой расчет редуктора.
Графическая часть курсовой работы
Общий вид редуктора - (изображается в двух или трех проекциях) - формат А1.
Спецификация общего вида редуктора (в соответствии с ГОСТом).
Деталировочные чертежи зубчатых (червячных) колес и валов – форматы А3.
Общий вид привода (компоновка)- формат А1.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет4
Расчет зубчатых колес редуктора6
Предварительный расчёт диаметров валов11
Конструктивные размеры шестерни и колеса13
Конструктивные размеры корпуса редуктора13
Расчет параметров цепной передачи14
Проверка долговечности подшипников16
Проверка прочности шпоночных соединений26
Уточненный расчет валов26
Выбор типа смазки (сорта масла) и определение ее объема28
Список литературы.29
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Привод состоит из конического редуктора и цепной передачи.
Выбираю электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 обмин.
Ориентировочно определяю общее передаточное число привода :
Выбираю передаточное число редуктора из рекомендуемого ряда значений
Определяю передаточное число цепной передачи
Нахожу общее КПД привода
Потребляемая мощность двигателя
Выбираю двигатель с ближайшей большей мощностью (по каталогу на стр. 390 указанного учебнику или см. в интернет)
Типоразмер 100L2 мощность 5.5 квт скольжение S=3.4%
Скорость вращения с учетом скольжения в обмотках
Уточняем передаточное число цепной передачи
Далее в таблице заполняем указанные графы
- скорость входного вала редуктора: 2898 обмин;
- скорость выходного вала редуктора: 2898315=920 обмин;
- скорость вращения ведомой звёздочки цепной передачи: 92023=400 об мин
Расчет крутящих моментов
Общая расчетная формула: T=P :
- крутящий момент входного вала редуктора: 4050303.48=13.35 Н*м;
- крутящий момент выходного вала редуктора: 385096.34=39.96 Н*м;
- крутящий момент ведомой звёздочки цепной передачи: 350041.89=83.55 Н*м;
Расчет мощностей и моментов на валах
n (скорость вращения)
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор материалов зубчатых колес конической передачи редуктора.
Допускаемые напряжения
Допускаемые контактное и изгибное напряжения для зубчатых передач рассчитываются по формулам:
Допускаемое контактное и изгибное напряжения для зубчатого колеса:
Допускаемое контактное и изгибное напряжения для зубчатой шестерни:
где - коэф. долговечности при длительной эксплуатации.
Расчетное допускаемое напряжение: = 457 МПа
Формулы проектного расчета
Рассчитывается предварительное значение внешнего делительного диаметра колеса:
=39960 Н*мм - крутящий момент на валу ведомого колеса редуктора;
=315 - передаточное число зубчатой передачи редуктора; - для прямозубых конических передач;
- коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию.
Рассчитанное значение диаметра (в мм) округляется до ближайшего стандартного значения =160 мм по ГОСТ 12289-76:
Число зубьев Z1 рекомендуется выбирать их диапазона значений:
Тогда число зубьев колеса будет равно.
Округлим до . Тогда уточняем значение передаточного числа
Отклонение от заданного:
отклонение не превышает 25 %.
Внешний окружной модуль
Отклонение от стандартного значения составляет
6% что допустимо так как менее допускаемых 2%
Угол делительного конуса шестерни 1=arcctg
Угол делительного конуса колеса 2=arctg u12.
Внешнее конусное расстояние и длина зуба b:
Принимаем b = 24 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
Средний делительный диаметр шестерни
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
По табл. 3.5 при = 056 консольном расположении колес и твердости НВ 350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба = 123. Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями = 10 (см. табл. 3.4). Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес при v 5 мс = 105 (см. табл. 3.6).
Проверяем контактное напряжение по формуле
Допускается перегрузка на 5% и недогрузка на 15%
Определение усилий в зацеплении зубчатой передачи:
Радиальная для шестерни равная осевой для колеса
Осевая для шестерни равная радиальной для колеса
и в дальнейшем работают уже с этими проекциями.
Усилия в открытых передачах на предварительном этапе проектирования рассчитываются по формулам:
Консольные усилия на валах:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
5 – опытный коэффициент учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической.
Коэффициент нагрузки:
По табл. 3.7 при = 056 консольном расположении колес валах на роликовых подшипниках и твердости HR 350 значения КF = 138.
По табл. 3.8 при твердости НВ 350 скорости v = 205 мс и 7-й степени
точности КF = 125 (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с
указанием на с. 53).
Итак = 138 * 125 = 1725.
— коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
При этом = 388 и = 360
Проверка прочности зуба колеса по изгибающим напряжениям:
Предварительный расчёт диаметров валов
Проектирование вала начинается с определения диаметра его выходного конца из расчета на чистое кручение без учета изгибающих нагрузок:
где Т – крутящий момент Н мм;
Полученный результат округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда чисел:
(подробнее см. ГОСТ)
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Длина посадочного участка примем
Коническое зубчатое колесо кованое
Длина ступицы принимаем .
Толщина диска принимаем
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
Так как корпус редуктора общего назначения представляет собой чугунную отливку в песчано-глиняную форму то по техническим возможностям данного метода принимается что полученная толщина не может быть менее 8 мм для корпуса и 6 мм для крышки.
Толщина фланцев корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
нижнего пояса корпуса:
принимаем фундаментальные болты с резьбой М18;
болтов крепящих крышку к корпусу у подшипника
болтов соединяющих крышку с корпусом
Расчет параметров цепной передачи
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Передаточное число цепной передачи .
Число зубьев ведущей звездочки
Число зубьев ведомой звездочки
Тогда = отклонение отсутствует.
Расчетный коэффициент нагрузки .
Шаг однорядной цепи:
При n2 = 920 обмин принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [p] = 15 МПа. Тогда:
Принимаем цепь с шагом t = 15875 мм; Q = 227 кН; q = 10 кгм;
Aоп = 548 мм2; d1 = 1016 мм; Ввн = 965.
Проверяем давление в шарнире:
Уточняем допускаемое давление
Межосевое расстояние:
Силы действующие на цепь:
от центробежных сил
от провисания цепи при
Расчетная нагрузка на валы
Диаметры ведущей звездочки:
делительной окружности
Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:
это больше чем требуемый коэффициент запаса [s] = 107; следовательно условие выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
Толщина диска звездочки
Проверка долговечности подшипников
Расчетная схема вала (ведущего)
Уравнение моментов всех сил относительно опоры А в вертикальной плоскости: (1) .
Выражение (1) в развёрнутом виде:
Уравнение моментов всех сил относительно опоры В в вертикальной плоскости . (2)
Выражение (2) в развёрнутом виде:
Уравнение моментов всех сил относительно опоры А в горизонтальной плоскости: . (3)
Выражение (3) в развёрнутом виде:
Уравнение моментов всех сил относительно опоры В в горизонтальной плоскости: (4)
Выражение (4) в развёрнутом виде:
Определим долговечность радиально-упорных подшипников по схеме «врастяжку»
Для шарикоподшипников с углом контакта величину е определяют по таблице
Для определения осевых нагрузок можно составить только одно уравнение или в развернутом виде:
Внутренние осевые силы S стремятся раздвинуть кольца подшипников.
Этому препятствуют упорные буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями и .
Для радиальных и радиально-упорных подшипников:
Рассчитываем эти усилия для нашего примера:
Очевидно должны выполняться условия:
иначе кольца раздвинутся. Кроме того в одном из подшипников должно выполняться условие
При решении задачи используем метод проб:
Пусть (это крайний случай для левой опоры) получим
Таким образом окончательно для подшипника №46305 (опора А) осевая нагрузка равна
Для правого подшипника №36206 осевая нагрузка составит величину:
Левый подшипник №46305:
то по таблице для получим: X=041 Y= 087
Долговечность в млн. об.:
Расчетная долговечность ч.
Найденная долговечность приемлема.
Правый подшипник №46305:
Расчетная схема вала (ведомого)
Уравнение моментов всех сил относительно опоры А в вертикальной плоскости: (1)
Уравнение моментов всех сил относительно опоры В в горизонтальной плоскости . (4)
Определить долговечность радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»
Определяем значения коэффициента е в подшипниковых опорах A и B.
Для шарикоподшипников с углом контакта величину е определяют из уравнений:
Пусть (это крайний случай для правой опоры) получим
Таким образом окончательно для подшипника №36206 (опора А) осевая нагрузка равна
Левый подшипник №36206:
то по таблице для получим: X=045 Y= 161
Правый подшипник №36206:
то по таблице для получим: X=1 Y= 0
Проверка прочности шпоночных соединений
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице
Проверяем шпонку под муфтой: d = 20 мм; b*h = 6*6 мм; t1 = 35 мм; t = 4 мм; длина шпонки момент на ведущем валу T1 = Н*мм;
(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).
Допускаемые напряжения смятия при стальном колесе
Проверяем шпонку под колесом: d = 23 мм; b*h = 7*7 мм; t1 = 33 мм; t = 4 мм; длина шпонки момент на ведущем валу T1 = Н*мм;
Проверяем шпонку под звездочкой: момент на ведомом валу ;
Проверяем шпонку под колесом: момент на ведомом валу ;
Уточненный расчет валов
Материал валов – сталь 45 нормализованная; .
Предел выносливости и
Сечение под подшипником (опасное сечение):
Момент сопротивления сечения:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности:
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше . Полученное значение допустимо.
Изгибающие моменты в подшипнике (опасное сечение):
Суммарный изгибающий момент:
Амплитуда нормальных напряжений:
Выбор типа смазки (сорта масла) и определение ее объема
Объем масляной ванны:
При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна Принимаем масло индустриальное И-30А.
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 9.14 – солидол марки УС-2
Выберем по крутящему моменту муфты упругие втулочно-пальцевые для крутящего момента T1 = 1335 Н*м.
Выберем МУВП с ближайшим большим номинальным крутящим моментом: МУВП-2 (TН = 16 Н*м). Ближайший максимальный диаметр данной муфты равен 16 мм. Диаметр вала двигателя равен 28 мм; диаметр ведущего вала равен 22 мм следовательно необходимо произвести расточку до необходимых диаметров.
««Курсовое проектирование деталей машин»; Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. С.А.Чернавский. К.Н.Боков. И.М.Чернин и др.- 2-е изд.1988 – 416с