Шевронный редуктор с спецификациями и чертежами

вал.cdw

Зубчатое колесо.cdw

Пояснительная записка.docx

федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего образования
«Ижевский государственный технический университет имени М.Т.Калашникова»
(ФГБОУ ВО «ИжГТУ имени М.Т. Калашникова»)
Работа защищена с оценкой
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине «Детали машин»
Задание № 2 вариант №3 на тему «Привод по протягиванию вагонеток»
Студент гр. Шангараев Р. О.
к.т.н. доцент Юртиков Р. А.
Кинематический и силовой расчет привода
Привод для подтягивания вагонеток по наклонному пути
Крутящий момент T Н·м
Передаточное число u
Рабочий орган машины
По формуле (5) находим момент на приводной звездочке:
Частота вращения n3приводного вала привода находим по формуле (7):
Находим кпд. Для первой ступени привода:
где – кпд муфты пары подшипников качения зубчатой передачи по таблице 2.
Для второй ступени привода:
Общий кпд привода по формуле (15) равен:
Мощность на второй ступени по формуле (16) равна:
Мощность на первой ступени (на валу электродвигателя) по формуле
Проверим по формуле (9):
Найдем оптимальное общее передаточное число привода по формуле (25):
Для быстроходной ступени редуктора примем среднее значение из таблицы 2. по стандарту (таблица 5) примем 46. Для тихоходной ступени по рекомендациям к формуле (19) примем 355. Тогда общее передаточное число привода будет равно: 46·35516.
По формуле (12) находим ориентировочную частоту вращения вала двигателя:
Для этой скорости необходимо подобрать AD с близкой скоростью.
По таблице 3 для привода выберем AD с синхронной скоростью 750 обмин мощностью 30 кВт и nн=700 обмин марки 4А112МА8У3
Выбрал двигатель 4А112МА8У3
В соответствии с выбранным AD уточним привода:
Требуется уточнить разбивку передаточных чисел по ступеням с учетом их стандартных значений. Для этого используя формулу (29) найдем передаточное число быстроходной ступени:
Исходя из этого можем найти n2
n2= n1u1 = 7004.6= 162.6 обмин
Передаточное число тихоходной ступени будет равно:
примем=315 по стандарту.
Тогда общее передаточное число редуктора:
Внесем полученные данные в матрицу. Отклонение составляет:
Так как редуктор не серийный можно передаточное число тихоходной ступени увеличить до 5% и принять =33. Тогда
Т3= 9550 P3n3=9550*2.7946= 579.2
Крутящий момент на втором валу равен:
Крутящий момент на первом валу равен:
Расчет закрытой зубчатой цилиндрической косозубой передачи формула 5
t = tг (лет)×365(дней)×24(часа)×Кг×Кс час.
t = 3×365(дней)×24(часа)×07×067= 1232532 часов.
Для зубчатой передачи можно принять для колеса улучшения до твердости HB350 ед.
Для шестерни поверхностную закалку до твердости HRC 40
где ZR - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности (табл.1.3).
ZV - коэффициент учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить в каком интервале лежит окружная скорость передачи (табл.1.3).
SH - коэффициент запаса прочности (табл.1.3).
ZN - коэффициент долговечности
NHG – базовое число циклов
NHG1 =(330)^3 = 4.2*10^7
NHE – эквивалентное число циклов
Ti - каждая последующая ступень нагрузки действующая в течении времени ti=it. Первая ступень гистограммы равная по нагрузке Tпик=пикT при подсчёте числа циклов не учитывается. Эта нагрузка при малом числе циклов оказывает упрочняющее действие на поверхность. Ее используют при проверке статической прочности.
m - степень кривой усталости равная 6. Таким образом
. = =0.5+(0.6^3)*0.2+(0.3^3)*0.3+(0.3^3)=0.5783
== 60*162*12325.32*0.5625=6.7*10^7
NHE2 = NHE u= 6.7*10^73.3 = 2*10^7
Для колес с поверхностной закалкой
3 Допускаемые контактные напряжения для зубчатых колес
Допускаемые контактные напряжения для передачи
Коэффициент нагрузки
Для предварительных расчетов выбирают из интервала Кн = 13 15
Коэффициент ширины колеса
Нахождение межосевого расстояния на усталостную контактную прочность
По ГОСТ выбираем из первого ряда 160мм.
Модуль m=0.01 0.02) *aw=1.6 3.2 выбираем mн= 2 мм = 30 град.
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры
– делительный диаметр шестерни
– делительный диаметр колеса
Проверка межосевого расстояния по формуле
aw = d12 + d22 = 442+2762 =160мм.
Торцевая степень перекрытия
где z1 z2 – числа зубьев шестерни и колеса соответственно.
Проверяем вал на статическую прочность
Выбираем материал вала – шестерни 40ХН
- допускаемые напряжения на кручения
- пределы выносливости при изгибе и кручении для симметричного цикла.
временное сопротивление разрыву (предел прочности)
коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла
переменные составляющие циклов напряжений
постоянная составляющая циклов напряжений.
Расчетная нагрузка. Для проверочных расчетов как по контактной так и по изгибной прочности определяют коэффициенты нагрузки. Коэффициенты относящиеся к нагрузке обозначаются буквой К с индексами коэффициенты специфические для расчёта на изгиб буквой F а для расчёта на контактную прочность буквой H.
где – Кv – коэффициент внутренней динамической нагрузки
K – коэффициент концентрации или неравномерной нагрузки
по длине контактной линии
Kα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Динамические нагрузки в зацеплении. Влияние этих нагрузок на надежность и ресурс зубчатых колес может быть существенным особенно в быстроходных передачах недостаточно высокой степени точности и в передачах универсальных машин работающих значительную часть времени с недогрузкой и с разными частотами вращения. Для приближенных расчетов косозубых передач можно пользоваться значениями коэффициентов КHv и КFv из таблицы.
Коэффициенты КHv и КFv имеют большое рассеяние в соответствии с рассеянием входящих в них величин.
При скорости U = 06мс. Коэффициенты KHv и KFv соответственно равны 101 и 104.
Концентрация нагрузки по длине контактных линий
Нагрузка распределяется равномерно только в прямозубых передачах при идеально точном изготовлении и при абсолютно жестких валах и опорах. В действительности вследствие упругих смещений и износа подшипников а также погрешностей изготовления сопряженные зубчатые колеса перекашиваются одно относительно другого. Зубья зубчатых колес имеют способность к прирабатываться в результате чего распределение нагрузки может частично или почти полностью выравняться.
Коэффициенты также зависят от ширины колеса или шестерни и диаметра колеса или шестерни. Зависимость ширины и диаметра находится по формуле bd = bwd1 = 8044 = 182. Определяют коэффициенты по графику КH = 115 КF = 1.
Распределение нагрузки между зубьями. Распределение нагрузки между зубьями учитывают двумя коэффициентов КHα и КFα соответственно при расчетах на контактную и изгибную прочность. Коэффициенты зависят также от скорости и степени точности при 8 степени точности и скорости 06мс КHα и КFα равны друг другу 107.
7 Проверка по контактным напряжениям
Получилась недогрузка значит расчет сделан правильно.
8 Проверка по усталостным напряжениям изгиба. Допускаемые напряжения изгиба
Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колес работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке
где YR – коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании c Rz = 40 мкм YR = 1
Flim – предел выносливости определяемый на зубьях при отнулевом цикле.
SF – коэффициент запаса прочности выбираемый в зависимости от стабильности свойств материала и технологии и ответственности конструкции; для стальных зубчатых колес из поковок и прокат SF = 14 22 в среднем 17.
YX – коэффициент размеров m 5 m = 2 YX = 1
Y – коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений и градиент напряжений в зависимости от модуля:
YN – коэффициент долговечности определяемый формулой
NFG – число циклов нагружений до перелома кривой усталости принимаемое для стальных зубьев
NFE – эквивалентное число циклов
eF – коэффициент эквивалентности при расчете на изгиб.
9 Рабочее напряжение изгиба
YF коэффициент формы зубьев m модуль.
KF коэффициент нагрузки YE коэффициент учитывающий перекрытие
Ft окружная сила зубьев.
YB коэффициент наклона угла зубьев.
При коэффициенте смещения равным нулю YF находится по следующей формуле
подставляя Х = 0 получим
Найдем Zv1 и Zv2 по формуле
Рабочее напряжение определяется для каждого зубчатого колеса или для того у кого меньше отношение
Действительный запас усталостной изгибной прочности
10 Проверка на контактную статическую прочность
Для шестерни с закалкой ТВЧ
Проверка изгибной статической прочности
Для улучшенных колес
Расчет цепной передачи
Число зубьев малой звездочки
Число зубьев большой звездочки
Вращающий момент на малой звездочке
интерполированием находим [рц]=273 Нмм2 ориентируясь
на меньшее табличное значение для заданной w2 = 244 радс.
Коэффициент эксплуатации Кэ
где Кд коэффициент учитывающий динамичность нагрузки: при спокойной нагрузке Кд = 1;
Ка коэффициент учитывающий межосевое расстояние:
Кн коэффициент учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонтали: при наклоне до 600 Кн = 1;
Крег коэффициент зависящий от способа регулирования натяжения цепи: при регулировании положения оси одной из звёздочки Крег = 1;
Ксм – коэффициент учитывающий характер смазки: при периодической смазке Ксм = 15;
Креж коэффициент зависящий от продолжительности работы в сутки: при односменной работе Креж = 1;
Кэ =15 3 условие соблюдается
при числе рядов m = 1;
где при m = 1 mр = 1;
По табл. принимаем цепь с шагом р = 254мм для которой разрушающая нагрузка do=795 H В=2261мм q=257 кгм.
Для выбранной цепи по табл. wlmax = 73 радс следовательно условие
Для принятого шага цепи р = 254мм по табл. интерполированием уточняем [рц]=287 Нмм2.
Окружная сила передаваемая цепью
Расчетное давление в шарнирах принятой цепи
Износостойкость цепи обеспечивается.
Ориентировочное межосевое расстояние
а = 40р = 40.254мм = 1016мм.
Тогда длина цепи в шагах
Принимаем Lt=121 шагов.
Делительный диаметр окружностей звёздочек
1 Ориентировочный расчет
Производится с целью уточнения исходных данных и в частности для определения приближенного диаметра и межопорного расстояния вала так как без этих данных не могут быть проведены последующие расчеты.
Условия прочности на этом этапе записываются в виде
где крутящий момент на рассматриваемом валу;
возникшее в валу касательное напряжение;
допускаемые напряжения на кручения принимаемые равными: для быстроходных валов 12 15 МПа для тихоходных валов 20 30 МПа.
момент сопротивления кручению равный для круглого сечения
Выражаем диаметр вала получим
Отсюда определим диаметры валов
Быстроходный вал d==35 мм
Тихоходный вал d==40 мм
2 Приближенный расчет
Выполняется как проектный на основе которого предварительно устанавливается диаметры характерных сечений вала то есть определяются размеры. При этом методе расчета не учитывают различие в характере циклов изменения нормальных и касательных напряжений в связи с чем этот расчет проводится по приведенным напряжениям тоже из условия статической прочности. Для быстроходного вала:
где момент на быстроходном валу.
Момент для быстроходного вала Тб= 142
диаметр под звездочку зубчатой передачи.
d>(7 8) *142= 32-38 мм
Принимаем значение диаметра вала d=35
Определим диаметр под подшипником который должен быть больше диаметра под звездочку и удвоенной высоты буртика определяемый по формуле
где высота буртика принимаемая 15мм.
Диаметр без подшипника определяемый формулой
где координата фаски подшипника принимаемая 1мм. для тихоходного вала
Где 579 момент на тихоходном валу.
d= (7 8)*sqrt579= 45
Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена если
Запас прочности быстроходного вала.
где фактический коэффициент запаса прочности (расчетный)
допускаемый коэффициент запаса прочности обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 15 5.
Расчет быстроходного вала
В вертикальной плоскости
Реакции от сил зацепления. В плоскости YOZ.
Rбв=Ftl1l2=3082*34*68=1236 H
Mб=0 -Ft(l2-l1)+RавL2=0
Rаб= Ft(l2-l1)l2=3082(68-34)68=1541 H
Проверка: Y= Rаб-Ft+Rбв=1541-2464+1236=0 реакции найдены правильно. В плоскости XOZ
Ma=0 F1l1+Fad12-RбгL2=0
Rбг=(F1l1+Fad12)=(887*34+520*35.2552)=594 H
Mб=0 RaгL2-F1(L2-L1)+Fad12=0
Rаг=[Fr(l2-l1)-Fad1-d2]l2= [887(68-34)-520*35.2552]68= 315.2 H
Проверка: X=-Rаг+Ft-Rбг=-3152+887-594=0 Реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор от сил зацепления.
Реакции от силы Fм .
Rмб=FмL3l2= 317*5868=270 H
Мб=0 Rам=Fм(l2+l3)l2=315(68+58)68= 602 H
Проверка: -Fм+Rам-Rбм=315+602-270=0 Реакции найдены правильно.
Полные реакции опор находят арифметическим суммированием.
Rга=RA+RAM=1312+602=1914 H
RrБ= RБ+RБМ=1415+284=1699 Н
Выходной вал. Реакции в плоскости YOZ:
Мв=0 -FtL4+RГВL5-Fв(L5+L6)=0
RГВ=[FtL4+Fв(L5+L6)]L5=(3082*35+1486(70+72)]70= 4555 H
Мг=0 RввL5+Ft(L5-L4)-FвL6=0
Rвв=[-Ft(L5-L4)+Fв L6] L5= [-3082(70-35)+1486*72]70= 301 Н
Проверка Y=Rвв+Ft-Rгв+Fв=301+3082-4555+1486= 0 реакция определена правильно.
Реакции в плоскости XOZ:
Мв=0 -FrL4+Fad22-RггL5+Fцг(L5+L6)=0
Rгг=[-FгL4+Fad22+Fцг(L5+L6)=(-887*35+520*174.1452+2574(70+72)70=5492H
Мг=0 -RгвL5+Fr(L5-L4)+Fad22+FцгL6=0
Rвг=[Fr(L5-L4)+Fad22+FцгL6)]L5=[887(70-35)+520*174.7452+2574*72]70=3867 H
Проверка: X =Rвг- Fr-Rгг+Fцг=3867 – 887 – 5492 + 2574 = 0 Реакции найдены верно.
Суммарные реакции опор для расчета подшипников.
Выбор подшипников качения
Осевая сила Fa=Ft *tga=2427.5 H
Частота вращения вала n2= 68 обмин
Диаметр вала под подшипник d=40
Требуемая долговечность Lh= 12*10^3
По этим характеристикам принимаем подшипник типа 6209
d=45 мм D= 85 мм m=04 кг
Один вал два одинаковых подшипника.
Для радиальных подшипников осевые составляющие Rsa=Rsб=0
Если Ra=0 то для опоры А имеем Х=1; Y=0
Для опоры Б отношение RaБCor= 520 17800=0.029 то по таблице 6.1 выписываем Х=056; Y=1.9; e=0.22
Отношение RaБ(VRrб)=5201*1415=036 тогда для опоры Б примем
Эквивалентные динамические нагрузки при Кб=1.4
Rэ= (XVRr+ YRa)*Kб*Кт
Rэ=( 056*1312*2)*1*1=2723 Н
Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника
Стр=Rэ*= 2723*=23051 H
Cтр=23051 Сr=32000 H условие сохраняется.
Ресурс привода = 1232532
Расчетная долговечность
Lh= a1a23*(CrRэ) *10^660*n= 15*10^3 час. Это подходит по характеристикам для этого вала принимаем подшипники типа 6209
Для быстроходного вала.
Частота вращения вала n2= 162 обмин
Диаметр вала под подшипник d=35
По этим принимаем подшипник типа 6207
d=35 мм D= 72 мм m=028 кг
Для опоры Б отношение RaГCor= 520 13700=0.037 то по таблице 6.1 выписываем Х=056; Y=1.9; e=0.22
Rэ=( 056*3956*2)*1*1=4430 Н
Стр=Rэ*= 4430*=23558 H
Cтр=23558 Сr=25500 H - условие сохраняется.
L10h= a1a23*(CrRэ) *10^660*n= 13*10^3 час. Подшипник устраивает поэтому для этого вала примем пару одинаковых подшипников типа 6207
Расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная ГОСТ 1050 – 89.
Напряжения смятия и условие прочности запишем в виде
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
Длина шпонки момент на ведущем валу
Момент на тихоходном валу
Найдем длину шпонки по формуле
Для диаметра вала принимаем шпонку с размерами
Расчет корпуса редуктора
При конструировании элементов корпуса редуктора стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов серый чугун марки не ниже СЧ15.
По литейным требованиям толщина стенки редуктора не должна быть менее 8 мм. Толщина стенки вычисляют по следующей формуле
Таким образом принимаем толщину стенок = 8мм.
Для подъема и транспортировки корпуса предусматриваем отверстия на крышке редуктора.
Размеры корпусов определяются числом и размерами размещенных в них деталях относительным их расположением и величиной зазоров между ними.
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса
Расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора
В мелких и средних редукторах как правило применяется смазывание погружением и разбрызгиванием при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12мс. Уровень масла должен быть таким чтобы тихоходное колесо было погружено на глубину Заливку масла на нашем редукторе можно осуществить через люк. Контроль уровня масла можно наблюдать через снятия показаний с масломерной иглы. Слив отработавшего масла будет выполняться через отверстие в нижней части редуктора.
Для смазывания вращающихся элементов редуктора применяется индустриальное масло И – 50А. Количество масла необходимо рассчитывать как 05 литра на 1 киловатт мощности электродвигателя. При этом количество масла будет:
где 05 – количество литров необходимое на 1 киловатт мощности
Р – мощность нашего электродвигателя (Р = 3 кВт).
1 Расчет предохранительной муфты со срезным штифтом
Такие муфты применяют в изделиях которые подвергаются случайным и редким перегрузкам. Конструкция предохранительного устройства должна обеспечивать четкое срабатывание муфты при заданном предельном моменте.
Расстояние от оси штифтов до оси муфты Определение диаметра штифта из условия среза его силой возникающее при аварийной нагрузке
где аварийный момент
2 Расчет втулочной – пальцевой муфты
МУВП применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода. Материал полумуфт – СЧ21 – 40 пальцев – сталь 45.
Проверка на смятие упругих элементов
длина упругого элемента
диаметр расположения пальцев
Проверка пальцев на изгиб
где зазор между полумуфтами
Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. Дунаев П.Ф.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для ВУЗов. С. А. Чернавский.
Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей ВУЗов. Решетов Д. Н. 4-е изд.

Привод схема.cdw

редуктор.cdw

Вращающий момент на тихоходном валу 579 Нм
Передаточное число редуктора 14
Частота вращения быстроходного вала 162 обмин

Спецификация.spw

Пояснительная щаписка
Вал - шестерня ведущий
Кольцо мазеудерживающее
Крышка смотрового окна
Болт М8-6g x 108.58 ГОСТ 7798-70
Болт М8-6g х 38.58 ГОСТ 7798-70
Болт М8-6g x 80.58 ГОСТ 7798-70
Винт М6-6g х 15.58 ГОСТ 1491-80
Гайка М8-6H5 ГОСТ 5915-70
Мaнжета 1-35 х 58-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-40 х 60-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 6209 ГОСТ 8338-75
Подшипник 6207 ГОСТ 8338-75
Шайба 8 ГОСТ 11371-78
Шпонка 10 х 8 х 55 ГОСТ 23360-78
Штифт 8 х 38.58 ГОСТ 3128-70
Шайба пружинная 8 ГОСТ 6402-70