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
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.