Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым цилиндрическим соосным редуктором
ФЕДЕРАЛЬНОЕ
АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
АНГАРСКАЯ
ГОСУДАРСТВЕННАЯ ТЕХНИЧЕСКАЯ АКАДЕМИЯ
КАФЕДРА
УАТ
Расчетно-пояснительная
записка
к
курсовому проекту по деталям машин
ВАРИАНТ
№ 10.8
Проектирование
привода с двухступенчатым зубчатым цилиндрическим соосным редуктором
Выполнил:
Студент группы
МАХП-07-1
Седов А. Е.
Проверил:
преподаватель
Муссакаев О.П.
Ангарск
2010
Содержание
Техническое
задание
.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
.
Расчет зубчатых передач редуктора
.1
Расчет тихоходной ступени
.2
Расчет быстроходной ступени
.
Предварительный расчет валов
.
Конструктивные размеры зубчатых колес
.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
.
Эскизная компоновка редуктора
.
Определение долговечности подшипников
.
Проверка прочности шпонок
.
Уточненный расчет промежуточного вала
.
Смазка редуктора
Техническое задание
Привод к цепному конвейеру
Исходные данные:
тяговое усилие на звездочках Кн;
окружная скорость м/с;
шаг цепи мм;
число зубьев звездочки .
Графическая часть:
Эскизная компоновка редуктора.
Общий вид привода.
Сборочный чертеж редуктора.
Деталирование сборочного чертежа -
крышка редуктора, выходной вал, тихоходное колесо.
1. Выбор электродвигателя и
кинематический расчет привода
Мощность на приводном валу (на
выходе):
кВт.
Общий КПД всего привода с учетом
потерь в передачах и подшипниках (с. 5, табл. 1.1):
.
Требуемая мощность электродвигателя:
кВт.
Частота вращения приводного вала:
об/мин.
Частота вращения на выходе также
может быть найдена:
.
По каталогу (с. 390, табл. П5)
выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый закрытый обдуваемый типа 90L4У3
с мощностью кВт,
синхронной частотой вращения об/мин, диаметром конца вала ротора
мм (с. 391,
табл. П2).
Номинальная частота вращения
n = n - sn =1500-0,06*1500=1410
об/мин.
Общее передаточное отношение
привода:
.
Разбивку по ступеням
выполняем из условия . Для
цилиндрических зубчатых передач рекомендуется принимать , для цепных
передач . Выбираем
из стандартного ряда (с. 36) равные значения передаточных отношений для
быстроходной и тихоходной ступеней:
.
Передаточное отношение цепной
передачи:
Если в схеме привода отсутствуют
открытые передачи, то . В этом
случае после разбивки передаточного отношения необходимо рассчитать его
отклонение и проверить условие:
%%.
Частоты вращения и угловые скорости
валов редуктора и приводного вала:
об/мин;
рад/с;
об/мин;
рад/с;
об/мин;
рад/с;
рад/с.
Вращающие моменты на валах привода
без учета потерь на трение:
Н·м;
Н·м;
Н·м;
Н·м.
2. Расчет зубчатых передач редуктора
Принимаем для зубчатых колес
материалы со средними механическими характеристиками (с. 34, табл. 3.3): для
шестерен - сталь 45 улучшенную с твердостью 230, для колес - сталь 45
улучшенную с твердостью 200.
Предел контактной выносливости при
базовом числе циклов:
МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
МПа.
Расчет зубчатых передач редуктора
начинаем с более нагруженной тихоходной ступени.
.1 Расчет тихоходной ступени
Межосевое расстояние:
мм.
Принимаем по стандартному ряду (с.
36) ближайшее значение мм.
Нормальный модуль зацепления:
мм.
Принимаем по стандарту среднее
значение (с. 36) мм.
Предварительно принимаем угол
наклона зубьев ° и
определяем число зубьев шестерни:
.
Округляем до , тогда
число зубьев колеса:
.
Уточняем значение угла наклона
зубьев (°):
°.
Делительные диаметры шестерни и
колеса:
мм;
мм.
Проверяем межосевое расстояние:
мм.
Диаметры окружностей вершин зубьев:
мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев:
мм.
мм.
Ширина колеса и шестерни:
мм;
мм.
Коэффициент ширины шестерни по
диаметру:
.
Окружная скорость колес:
м/с.
При окружной скорости колес до 10
м/с назначают 8-ю степень точности передачи.
Коэффициент нагрузки (с. 39, табл.
3.4, 3.5; с. 40, табл. 3.6):
.
Проверяем прочность зубьев по
контактным напряжениям:
МПа < .
Окружная, радиальная и осевая силы, действующие
в зацеплении:
Н;
Н;
Н.
Коэффициент нагрузки (с. 43, табл.
3.7, 3.8):
.
Эквивалентное число зубьев шестерни
и колеса:
;
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба
(с. 42):
; .
Коэффициент, учитывающий повышение
прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:
.
Предел выносливости при отнулевом
цикле изгиба:
МПа;
МПа.
Коэффициент запаса прочности
(безопасности):
.
Допускаемые напряжения изгиба для
зубьев шестерни и колеса:
МПа;
МПа.
МПа;
МПа.
Дальнейший расчет проводим для
зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше:
МПа << .
.2 Расчет быстроходной ступени
Для соосной схемы редуктора имеет
место условие:
.
Нормальный модуль для быстроходной
ступени с целью увеличения плавности и бесшумности передачи принимаем несколько
меньшим, чем для тихоходной, но не менее 1,5:
.
Для несоосной схемы редуктора
межосевое расстояние быстроходной ступени нужно пересчитать при и округлить
до ближайшего стандартного (с. 36):
.
Нормальный модуль зацепления также
пересчитывается и округляется по стандарту (с. 36):
.
Предварительно принимаем угол
наклона зубьев ° и
определяем число зубьев шестерни:
Округляем до , тогда
число зубьев колеса:
.
Уточняем значение угла наклона
зубьев:
.
Делительные диаметры шестерни и
колеса:
мм;
мм.
Проверяем межосевое расстояние:
мм.
Диаметры окружностей вершин зубьев:
мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев:
мм;
мм.
Ширина колеса и шестерни:
мм;
мм.
Коэффициент ширины шестерни по
диаметру:
.
Окружная скорость колес:
м/с.
Для данной скорости назначаем 8-ю
степень точности передачи.
Коэффициент нагрузки (с. 39, 40):
.
Проверяем прочность зубьев по
контактным напряжениям:
МПа << .
Окружная, радиальная и осевая силы,
действующие в зацеплении:
Н;
Н;
Н.
Коэффициент нагрузки (с. 43):
.
Эквивалентное число зубьев шестерни
и колеса:
;
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба
(с. 42):
; .
Коэффициент, учитывающий повышение
прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:
.
Предел выносливости при отнулевом
цикле изгиба:
МПа;
МПа.
Коэффициент запаса прочности
(безопасности):
.
Допускаемые напряжения изгиба для
зубьев шестерни и колеса:
МПа;
МПа.
Находим отношения для шестерни и
колеса:
МПа;
МПа.
Дальнейший расчет проводим для
зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше:
МПа << .
3. Предварительный расчет валов
Диаметры валов определяем из расчета
только на кручение. Диаметр выходного конца ведущего вала редуктора:
Так как ведущий вал редуктора соединен
муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать их диаметры:
мм.
Диаметр шейки вала под подшипником
должен быть кратным 5. Принимаем диаметр вала под подшипниками мм, под
шестерней мм.
На промежуточном валу редуктора
определяем диаметр под колесами по пониженным допускаемым напряжениям:
мм.
Принимаем диаметр под колесом и
шестерней мм, под
подшипниками мм.
Диаметр выходного конца ведомого
вала редуктора:
мм.
Принимаем мм, диаметр
под подшипниками мм, под
колесом мм.
Диаметр выходного конца приводного
вала:
мм.
Принимаем мм, диаметр
под подшипниками мм, под
звездочками мм.
4. Конструктивные размеры зубчатых
колес
Шестерни изготавливаются без ступиц.
Диаметр ступиц колес:
мм;
мм.
Принимаем мм, мм.
Длина ступиц колес:
мм.
Принимаем мм.
мм.
Длина ступицы ведущей звездочки:
мм.
Принимаем мм.
Толщина ободов колес:
мм;
мм;
Принимаем мм. мм.
Толщина дисков колес:
мм;
мм;
Принимаем мм.
мм.
5. Конструктивные размеры корпуса
редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
мм.
Исходя из условия мм,
принимаем мм.
Толщина фланцев корпуса и крышки:
мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
мм.
Толщина ребер корпуса и крышки:
мм.
Принимаем мм.
Диаметр фундаментных болтов:
мм.
Принимаем болты с резьбой .
Диаметр болтов, крепящих крышку к
корпусу возле подшипников:
мм.
Принимаем болты .
Диаметр болтов, соединяющих крышку с
корпусом:
мм.
Принимаем болты .
6. Эскизная компоновка редуктора
привод зубчатый редуктор
Предварительно намечаем радиальные
однорядные шарикоподшипники средней серии. Габариты выбираем по диаметру вала в
месте посадки подшипника. Для ведущего и промежуточного валов при мм
принимаем подшипник 306, для ведомого вала при мм принимаем подшипник 310 (с. 394,
табл. П3).
Подбор подшипников
Таблица 1
Подшипник
|
Размеры,
мм
|
Грузоподъемность,
кН
|
|
|
|
|
|
|
305
|
25
|
62
|
17
|
11,4
|
22,5
|
304
|
52
|
15
|
7,8
|
15,9
|
308
|
40
|
90
|
23
|
22,4
|
41
|
Ширина средней опоры для размещения подшипников
ведущего и ведомого валов в соосном редукторе:
мм.
Для соединения валов
электродвигателя и редуктора по и выбираем муфту упругую
втулочно-пальцевую (МУВП, тип I, исполнение 1, с. 277, табл. 11.5).
Подбор муфты
Таблица 2
,
Н·мРазмеры, мм
|
|
|
|
|
|
|
31,5
|
18
|
90
|
84
|
40
|
Для соединения колес с валами выбираем шпонки
призматические со скругленными торцами (с. 169, табл. 8.9). Сечение шпонки
подбираем по посадочному диаметру. Длину ее принимаем по стандартному ряду
меньше на 5÷10 мм длины
ступицы.
Подбор шпонок
Таблица 3
Размеры,
мм
|
|
|
|
|
|
186×63,54032
|
|
|
|
|
308×843328
|
|
|
|
|
258×743532
|
|
|
|
|
258×745350
|
|
|
|
|
4514×95,54540
|
|
|
|
|
3510×855045
|
|
|
|
|
На промежуточном валу определяем
замером расстояния: между серединой левой опоры и центром колеса мм; между
серединой правой опоры и центром шестерни мм; между серединами опор мм.
7. Определение долговечности
подшипников
Реакции опор в плоскости :
; ;
Н;
; ;
Н.
Проверка:
; .
Реакции опор в плоскости :
; ;
Н;
; ;
Н.
Проверка:
; .
Суммарные реакции:
Н;
Н.
Определяем долговечность наиболее
нагруженного второго подшипника. На эту опору действуют радиальная реакция и внешняя
осевая сила:
Н.
Находим отношение:
.
Ему соответствует (с. 212,
табл. 9.18).
Определяем отношение:
.
Эквивалентная нагрузка (с. 212):
Н.
Ресурс работы подшипника:
млн. об.
Расчетная долговечность:
ч.
Полученное значение намного
превышает минимально допустимую долговечность подшипника, составляющую ч.
8. Проверка прочности шпонок
Условие прочности на смятие:
Материал шпонок - сталь 45
нормализованная. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице МПа.
МПа < ;
МПа < .
На промежуточном валу проверяем
шпонку только под колесом, так как ее длина меньше.
МПа < ;
МПа < ;
МПа < ;
Во всех случаях прочность
обеспечена.
9. Уточненный расчет промежуточного
вала
Материал вала - сталь 45,
термическая обработка - улучшение. При диаметре заготовки до 90 мм МПа (с. 34,
табл. 3.3). Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по
симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.
Предел выносливости при симметричном
цикле изгиба:
МПа.
Предел выносливости при симметричном
цикле касательных напряжений:
МПа.
Концентрация напряжений на валу
обусловлена наличием шпоночных пазов под колесом и шестерней. Изгибающие
моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:
Н·мм;
Н·мм
Н·мм;
Н·мм.
Результирующие изгибающие моменты в
сечениях А-А и Б-Б:
Н·мм.
Н·мм.
Определим коэффициент запаса
прочности для сечения Б-Б, в котором возникает наибольший изгибающий момент.
Момент сопротивления сечения нетто
при кручении:
мм3.
Момент сопротивления сечения нетто
при изгибе:
мм3.
Амплитуда нормальных напряжений
изгиба:
МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла
касательных напряжений кручения:
МПа.
Находим коэффициенты: ; (с. 165,
табл. 8.5); ; (с. 166,
табл. 8.8); .
Коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям:
.
Коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям:
.
Общий коэффициент запаса прочности:
.
10. Смазка редуктора
Зацепления смазывают окунанием
зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Уровень масла должен
обеспечить погружение колес на две высоты зуба. Подшипники смазываются тем же
маслом за счет разбрызгивания. Объем масляной ванны:
дм3.
Вязкость масла устанавливаем в
зависимости от окружной скорости зубчатых колес (с. 253, табл. 10.8). В
быстроходной ступени при м/с и МПа
рекомендуемая вязкость масла 22*10 м2/с. В тихоходной ступени при м/с
вязкость масла равна 34*10 м2/с.
Среднее значение вязкости масла
составляет 28*10 м2/с. Для смазки редуктора выбираем масло индустриальное марки
И-30А (табл. 10.10).
1.