РефератыПромышленность, производствоРаРасчеты двухступенчатого цилиндрического косозубого редуктора

Расчеты двухступенчатого цилиндрического косозубого редуктора

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ


СУМСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ


КАФЕДРА ОСНОВ ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН


ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

на тему:


«Расчеты двухступенчатого,


цилиндрического, косозубого редуктора»


080402 КП-09.000.00


Выполнил Студент ИТ-22

Остапенко


Вариант 9


Проверил Концевич


Сумы 2005


Содержание


1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет


2 Расчет передач


3 Предварительный расчет валов редуктора


3.1 Ориентировочный расчет валов


3.2 Компоновка редуктора, конструирования зубчатых колес и корпуса


редуктора


3.3 Приближенный расчет валов


3.4 Выбор подшипников


3.5 Выбор посадок


3.6 Расчет соединений


4 Выбор смазки


5 Выбор и проверочный расчет муфт


6 Список литературы


1
В
ыбор электродвигателя и кинематический расчет


Задание :


Спроектировать привод цепного конвейера.


Исходные данные :


Окружная сила на звёздочке :


Скорость движения цепи :


Диаметр звёздочки :



Рисунок 1. Схема привода цепного конвейера


Определяем общий КПД привода :


КПД муфты :


КПД цилиндрической передачи :


КПД пары подшипников качения :


КПД цепной передачи :



Мощность на валу звёздочки :


Требуемая мощность электродвигателя :


По требуемой мощности с учётом возможностей привода, состоящего из одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой передачей, выбираем электродвигатель 3-х фазный, короткозамкнутый, серии 4А, закрытый обдуваемый, с синхронной частотой вращения с параметрами и скольжением .


Номинальная частота вращения и угловая скорость :




Угловая скорость барабана :


бщее передаточное отношение :


Частные передаточные числа :


- для тихоходной ступени :


- для быстроходной ступени :


Вал 1 :






Вал
2
:






Вал
3
:






Вал 4 :






Таблица результатов :









































dвых
1 973 101.84 9.62 94.46 1 0.97
2 973 101.84 9.33 91.65 5 0.9653
3 194.6 20.37 9.01 442.31 3.395 0.92
4 57 5.97 8.25 1374.4

Проверка :



- Условие выполняется


2 Расчет передач


2.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач


2.1. 1 Определение допускаемых напряжений


По условию задания материал шестерни – Сталь 35ХМ, с термообработкой – закалкой. С HRC и МПа [1, с.8, табл. 2.1 и 2, с.35, табл.3.3].


Допускаемое контактное напряжение:


,


.


Допускаемое напряжение изгиба:


,


,


[1, с.9, табл. 2.2].


Материал колеса – Сталь 40Х с термообработкой – улучшение, 235-262 НВ и пределом текучести МПа.


Допускаемое контактное напряжение [1, с.8, табл. 2.1, 2.2]:


,


.


Допускаемое напряжение изгиба:


,


.


2.1.2 Определения размеров венцов зубчатых колес


Расчетное допускаемое напряжение:


,


.


В качестве расчетного контактного напряжения принимаем . Требуемое условие выполнено.


Межосевое расстояние быстроходной ступени:


, (2.1)


где для косозубых колес , а передаточное число быстроходной ступени , =0,4 [1, с.11].



Срок службы в редуктора в часах:


часа,


где =0,25, =0,4.


Число циклов нагружения редуктора:


,


где =192 обмин.


Базовое число циклов нагружений -[смотрим график нагружений]:


,


где - средняя твердость колеса.



Коэффициент концентрации загрузки:


, где [1, с.11]



- эквивалентный момент на колесе, где - коэффициент долговечности, - крутящий момент на зубчатом колесе быстроходной ступени.


Коэффициент эквивалентной нагрузки:




Принимаем: .


Тогда .


.


Принимаем: .[1, с.12]


Делительный диаметр колеса:


.


Ширина колеса:


.


Модуль зацепления:


, (2.2)


где = 5,8 [1, с.12], допускаемое напряжение изгиба - ,


- эквивалентный момент на колесе.


Коэффициент долговечности:


, (2.3)


где - базовое число циклов нагружения.


Коэффициент эквивалентности: m=6 при термической обработке улучшения.


.


.


Принимаем , .


.


Принимаем m1
=2мм.


Минимальный угол наклона зубьев:


.


Суммарное число зубьев:


зуба.


Определяем действительный угол наклона зубьев:


.


Число зубьев шестерни:


зубьев.


Число зубьев колеса:


зуба.


Уточняем передаточное число:


,


,


что допустимо [1, с.13].


Делительный диаметр шестерни:


.


.


Диаметры окружностей вершин:


,


.


Диаметры окружностей впадин:


,


.


Межосевое расстояние тихоходной ступени:


, (2.4)


где для косозубых колес , а передаточное число тихоходной ступени , =0,4 [1, с.11].


.


Коэффициент концентрации загрузки:


, гдеx=0,75 – коэффициент режима нагрузки


[1, с.11]


.


В качестве расчетного контактного напряжения принимаем .


.


.


Принимаем: [1, с.12].


Делительный диаметр колеса:


.


Ширина колеса:


.


Модуль зацепления:


, (2.5)


где = 5,8 [1, с.12], допускаемое напряжение изгиба - ,


- крутящий момент на колесе.


.


Принимаем m2
=3мм.


Минимальный угол наклона зубьев:


.


Суммарное число зубьев:


зуба.


Определяем действительный угол наклона зубьев:


.


Число зубьев шестерни:


зубьев.


Число зубьев колеса:


зуба.


Уточняем передаточное число:


,


,


что допустимо [1, с.13].


Делительный диаметр шестерни:


.


.


Диаметры окружностей вершин:


,


.


Диаметры окружностей впадин:


,


.


2.1.3 Проверочные расчеты зубчатых передач


По напряжению изгиба в зубьях колеса:


, (2.6)


Предварительно определим окружную скорость колеса быстроходней ступени:


.


При такой скорости степень точности зацепления 9 [1, с.14, табл.2.5].


Тихоходной ступени:


.


Степень точности зацепления – 9 [1, с.14, табл.2.5].


Окружная сила в зацеплении тихоходной ступени:


.


Быстроходной ступени:


.


Проверка на изгиб быстроходной ступени:


(1, с.14)


, z2
=103, z1
=20, коэффициент формы зуба: [1, с.16, табл.2.8].


При переменной нагрузке:


,


где x=0,75 – коэффициент режима [см. выше], - начальный коэффициент, концентрации нагрузки [1, с.15, табл.2.6]


.


Эквивалентная окружная сила:


,


где (см. выше), тогда .


,


.


Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:


.


Тихоходная ступень:


[1, с.14].


, z4
=94, z3
=24, коэффициент формы зуба: [1, с.16, табл.2.8].


При переменной нагрузке:


,


где x=0,75 – коэффициент режима [см.выше], - начальный коэффициент, концентрации нагрузки [1, с.15, табл.2.6].


.


Эквивалентная окружная сила:


,


где [см. выше], тогда .


, (2.7)


.


Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:


.


Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.


Для быстроходной ступени:


, (2.8)


[1, с.16 табл.2.9], - ширина колеса, - передаточное число быстроходной ступени, - межосевое расстояние быстроходной ступени, , - для косозубых передач, [1, с.10]


,


.


Тихоходная ступень:


, (2.9)


[1, с.16 табл.2.9], - ширина колеса, - передаточное число тихоходной ступени, - межосевое расстояние тихоходной ступени, , - для косозубых передач, [1, с.10].


,


.


2.1.4 Определения сил действующих в зацеплении


Окружная сила на колесе быстроходной ступени:


.


Тихоходной ступени:


.


Радиальная сила быстроходной ступени:


,


где , , .


Для тихоходной ступени:


,


где , , .


Осеева сила:


Для быстроходной ступени:



Для тихоходной ступени:


.


3
Предварительный расчет валов редуктора


3.1 Ориентировочный расчет валов


Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.


Ведущий вал быстроходной ступени:


,


где - допускаемое напряжение при кручении, - крутящий момент на шестерни быстроходной ступени.


С учетом соединения вала шестерни быстроходной ступени с валом электродвигателя муфты МУВП (муфта упруга втулочно-пальцева), принимаем диаметр:мм.


Диаметр вала под уплотнением и подшипником: .


Шестерню выполняем заодно с валом: .


Ведомый вал быстроходной ступени (и ведущий тихоходной ступени):


,


где - допускаемое напряжение при кручении, - крутящий момент на ведомом валу быстроходной ступени.


Принимаем диаметр вала под подшипники: , диаметр под ведомым колесом быстроходной ступени: .


Диаметр выходного конца ведомой тихоходной ступени:


,


где - допускаемое напряжение при кручении, -крутящий момент на ведомом валу тихоходной ступени.


Принимаем: , ,.


3.2 Компоновка редуктора, конструирования зубчатых колес и


корпуса редуктора


3.2.1 Конструктивные размеры зубчатой передачи


Шестерни выполняются заодно с валами. Быстроходный вал:


, , .


Колесо быстроходной ступени кованое:


, , , .


Диаметр вала под колесом: .


Диаметр ступицы: .


Длина ступицы: .


Толщина обода: .


Толщина диска: .


Тихоходная ступень:


Размер шестерни: , , .


Колесо быстроходней ступени кованое:


, , .


Диаметр вала под колесом: .


Диаметр ступицы: .


Длина ступицы: .


Толщина обода: .


Толщина диска:.


3.2.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки: .


Принимаем: .


.


Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:


, .


Нижний пояс корпуса:


.


Принимаем .


Диаметр болтов:


Фундаментальных: .


Принимаем М20.


Крепящих крышку к корпусу у подшипников: . Принимаем болты с резьбой М16.


Соединяющих крышку с корпусом: . Принимаем болт с резьбой М12.


Компоновка необходима дл

я приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор, определения опорных реакций и подбора подшипников.


При очерчивании внутренней стенки корпуса:


1) принимаем зазор между корпусами ступицами колеса . Принимаем А1
=10мм.


2) Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8мм.


Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. Результаты подбора занесем в таблицу:


Таблица 2 - Предварительный подбор подшипников





































№ вала Условное обозначение подшипников Размеры, мм Грузоподъемность, кН
d D B C C0
1 36208 40 80 18 38 23,2
2 36208 40 80 18 38 23,2
3 46215 75 130 25 61,5 54,8

Подшипники ведомого вала быстроходной ступени будем смазывать пластичной смазкой.


Измерением находим расстояния между наружными торцами подшипников:


, , .


Для радиально упорных подшипников расстояние от торцов до точки приложения реакции опор: ,


.


Ведущий вал быстроходной ступени: (см. рисунок 1)


, .


Ведомый вал быстроходной ступени:


, .


Ведомый вал тихоходной ступени: (см. рисунок 2)


, .


3.3 Приближенный расчет валов


3.3.1 Расчет ведущего вала быстроходной ступени


Из предыдущих расчетов:


- окружная сила быстроходной ступени;


- осевая сила в зацеплении быстроходной ступени;


- радиальная сила быстроходной ступени.


Расчетная схема вала червячного колеса приведена на Рисунке 1.


Определяем реакции в опорах плоскости XZ


, (3.1)




, (3.2)



Проверка: ,


, (3.3)


-722+2577-1855=0


0=0.


Определяем реакции в опорах плоскости YZ


, (3.4)




, (3.5)



Проверка: =0,


, (3.6)


-229+953-724=0,


0=0.


Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:


;


.


Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов в вертикальной плоскости:


.


Опасным сечением является сечение Б-Б:


, (3.7)


где , .


.


Из условия прочности:


, (3.8)


, (3.9)


где =310МПа.


.


По расчету , что значительно больше расчетного.



Рисунок 1 – Расчетная схема ведущего вала


3.3.2 Расчеты ведомого вала быстроходной ступени



Рисунок 2 – Расчетная схема ведомого быстроходной ступени


Из предыдущих расчетов:


, - окружная сила ведомого вала быстроходной ступени;


, - осевая сила ведомого вала в зацеплении быстроходной ступени;


, - радиальная сила ведомого вала быстроходной ступени.


Расчетная схема вала червячного колеса приведена на Рисунке 2.


Определяем реакции в опорах плоскости XZ


, (3.10)




, (3.11)



Проверка: ,


, (3.12)


-746-2577+7225-3902=0


0=0.


Определяем реакции в опорах плоскости YZ



, (3.13)




, (3.14)



Проверка: =0,


, (3.15)


-668-953+2674-1053=0,


0=0.


Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов:


;


;


;


;


;


Опасным сечением является сечение Б-Б:


, (3.16)


где , .


.


Из условия прочности:


, (3.17)


, (3.18)


где =310МПа.


.


т.е. по расчету , что значительно больше расчетного.


3.3.3 Расчеты ведомого вала тихоходной ступени



Рисунок 3 – Расчетная схема ведомого вала тихоходной ступени


Из предыдущих расчетов:


- окружная сила ведомого вала;


- осевая сила ведомого вала в зацеплении;


- радиальная сила ведомого вала.


Расчетная схема вала червячного колеса приведена на Рисунке 2.


Определяем реакции в опорах плоскости XZ


, (3.19)




, (3.20)



Проверка: =0,


, (3.21)


4817-7225+2408=0,


0=0.


Определяем реакции в опорах плоскости YZ



, (3.22)




, (3.23)



Проверка: =0,


, (3.24)


-21-2674+2695=0,


0=0.


Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов:


;


;


.


Опасным сечением является сечение Б-Б:


, (3.25)


где , .


.


Из условия прочности:


, (3.26)


, (3.27)


где =480МПа.


.


А у нас по расчету , что значительно больше расчетного.


3.4 Выбор подшипников


3.4.1 Ведущий вал быстроходной ступени


Суммарные реакции:


;


.


Предварительно принимаем подшипники 36208 [см. табл.2]


Эквивалентная нагрузка: более нагруженная опора 1.


, (3.28)


Где Pr
=1991Н, V=1 – вращается внутреннее кольцо подшипника, Fа1
=467Н, kб
=1 [2, табл.9.19], kт
=1 [2, табл.9.20].


при этом е=0,316 [2, табл.9.18].


Осевые составляющие:


;


.


В нашем случае S1
> S2
, Fa
>0, тогдаPa1
=S1
=629H, Pa2
=S1
-Fa
=629-467=162H.


, тога x=1, y=0.


.


Расчетная долговечность, млн. об:


, (3.29)


млн. об.


Расчетная долговечность в часах:


, (3.30)


часов, что больше установленных, значить подшипник подходит.


3.4.2 Расчет подшипника ведомого вала быстроходной ступени


Суммарные реакции:


;


.


Предварительно принимаем подшипники 36208 [см. табл.2]


Эквивалентная нагрузка: более нагруженная опора 4.


Fa
=Fa
3
-Fa
4
=1336-467=869H.


при этом е=0,35 [2, табл.9.18].


Осевые составляющие:


;


.


В нашем случае S3
< S4
, тогда Fa
4
=S4
+Fa
=1915+869=2284H.


, тога x=0,45, y=1,57[2, табл.9.18].


.


Расчетная долговечность, млн. об:


, (3.31)


,млн. об.


Расчетная долговечность в часах:


, (3.32)


часов, что больше установленных, значить подшипник подходит.


3.4.3 Расчет подшипников ведомого вала тихоходной ступени


Суммарные реакции:


;


.


Предварительно принимаем подшипники 46215 [см. табл.2]


Эквивалентная нагрузка: более нагруженная опора 6.


е=0,68 [2, табл.9.18].


Осевые составляющие:


;


.


В нашем случае S5
< S6
, тогда Fa
4
=1336H, Fa
5
=1637H,


Fa
6
= S5
+ Fa
4
=1637+1336=2973Н.


, тога x=1, y=0.


.


Расчетная долговечность, млн. об:


, (3.33)


млн. об.


Расчетная долговечность в часах:


, (3.34)


часов, что больше установленных, значить подшипник подходит.


3.5 Выбор посадок


Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл.10.13 [2].


Посадки зубчатых колес на валы - по ГОСТ 25347-82


Посадки муфт на валы редуктора - .


Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением по посадке k6.


Отклонений отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по посадке Н7.


Мазеудерживающие кольцо сажаем на вал по посадке - .


Посадка вала под монтажом – h8.


3.6 Расчет соединений


3.6.1 Расчет шпоночных соединений


Применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки, сталь 45, нормализованная.


Условие прочности:


, (3.35)


где Lp
=L-b.


Допускаемое напряжение смятия при стальной ступицы , при чугунной .


Ведущий вал: d=36мм; bxh=10x8мм; t1
=5 мм; длина шпонки l=80 мм; момент на ведущем валу Т=55,6٠103
Н٠мм.


,


т.е. шпонка подходит.


Расчет шпонки под зубчатое колесо наведомом валу быстроходной ступени: d=50мм; bxh=14x9мм; t1
=5,5 мм; длина шпонки l=90 мм; момент на ведущем валу Т=269,7٠103
Н٠мм.


,


т.е. шпонка подходит.


Ведомый вал тихоходной ступени: d=65мм; bxh=18x11мм; t1
=7 мм; длина шпонки l=90 мм; момент на ведущем валу Т=1036٠103
Н٠мм.


,


т.е. шпонка подходит.


Расчеты шпонки под зубчатым колесом на ведомом валу: d=85мм; bxh=22x14мм; t1
=9 мм; длина шпонки l=100 мм; момент на ведущем валу Т=1036٠103
Н٠мм.


,


т.е. шпонка подходит.


4
Выбор смазки


4.1 Выбор смазки зацеплений и подшипников


Смазывание зубчатого зацепления производиться окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающие погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3
масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25٠5,76=1,44 дм3
.


Устанавливаем вязкость масла [2, с.253, табл.10.8]. При контактных напряжениях и скорости v=2,1м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 20٠10-6
м2
/с. Принимаем масло индустриальное И-30А [2, с. 253, табл. 10.10] по ГОСТ 20799-75.


Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [2, с.204, табл. 9.14] периодически пополняем его шприцом через пресс-масленки.


5 Выбор и проверочный расчет муфт


Выбираем для соединения редуктора и электродвигателя упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). Эту муфту применяют в случаях, когда возможна несоосность валов и работа соединения сопровождается толчками и ударами.


Расчет муфты сводится к определению размеров пальцев и упругих элементов.


Пальцы рассчитываются на изгиб:


Крутящий момент на быстроходном валу Т1
=55,6Н٠м; Тр
=2٠55,6=11,2Н٠м.[4, с.386, табл. 17.8 и 17.9].


z=6 – число пальцев;


dn
=14 мм – диаметр пальцев;


D0
=100 мм – диаметр окружности расположения пальцев;


ln
=33 мм – длина пальцев;


dвт
=27 мм – диаметр втулки;


ln
=14 мм – длина втулки.


, (5.1)



Проверяем прочность втулки на смятие:


, (5.2)


.


Выбираем туже муфту (МУВП) для соединения редуктора и цепного конвеера.


Крутящий момент на быстроходном валу Т3
=1036Н٠м; Тр
=1٠1036=1036Н٠м.[4, с.386, табл. 17.8 и 17.9].


z=10 – число пальцев;


dn
=18 мм – диаметр пальцев;


D0
=170 мм – диаметр окружности расположения пальцев;


ln
=42 мм – длина пальцев;


dвт
=35 мм – диаметр втулки;


ln
=36 мм – длина втулки.


Расчет пальцев на изгиб:


.


Проверяем прочность втулки на смятие:



6 Список литературы


1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высшая школа, 1985.- 125с


2. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 1987.- 150с


3. Иванов М.Н. Детали машин – М.: Высшая школа, 1991. – 200с.


4. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козницов Б.С. Расчеты деталей машин.- М.: Высшая школа, 1986.- 200с.

Сохранить в соц. сетях:
Обсуждение:
comments powered by Disqus

Название реферата: Расчеты двухступенчатого цилиндрического косозубого редуктора

Слов:2781
Символов:28961
Размер:56.56 Кб.