МИНИСТЕРСТВООБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
СУМСКОЙГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА ОСНОВПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯЗАПИСКА
на тему:
«Расчетыдвухступенчатого,
цилиндрического,косозубого редуктора»
080402КП-09.000.00Выполнил 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
3.1Ориентировочный расчет валов
3.2 Компоновкаредуктора, конструирования зубчатых колес и корпуса
редуктора
3.3 Приближенный расчет валов
3.4 Выборподшипников
3.5 Выбор посадок
3.6 Расчетсоединений
4 Выбор смазки
5 Выбор и проверочный расчет муфт
6 Список литературы
1Выбор электродвигателя икинематический расчет
Задание :
Спроектировать привод цепногоконвейера.
Исходные данные :
Окружная сила на звёздочке: />
Скорость движения цепи : />
Диаметр звёздочки : />
/>
Рисунок 1. Схемапривода цепного конвейера
Определяем общий КПД привода :
КПДмуфты : />
КПД цилиндрической передачи : />
КПД пары подшипников качения: />
КПД цепнойпередачи : />
/>
Мощность на валу звёздочки : />
Требуемая мощность электродвигателя : />
По требуемой мощности /> с учётом возможностейпривода, состоящего из одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубойпередачей, выбираем электродвигатель 3-х фазный, короткозамкнутый, серии 4А,закрытый обдуваемый, с синхронной частотой вращения /> спараметрами /> и скольжением />.
Номинальная частота вращения иугловая скорость :
/>
/>
Угловая скорость барабана : />
бщее передаточное отношение : />
Частные передаточные числа :
- для тихоходнойступени : />
- для быстроходнойступени: />
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 :
/>
/> — Условиевыполняется
2 Расчет передач
2.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач
2.1. 1 Определение допускаемых напряжений
По условию заданияматериал шестерни – Сталь 35ХМ, с термообработкой – закалкой. С />HRC и />МПа [1,с.8, табл. 2.1 и 2, с.35, табл.3.3].
Допускаемое контактноенапряжение:
/>,
/>.
Допускаемое напряжениеизгиба:
/>,
/>,
[1, с.9, табл. 2.2].
Материал колеса – Сталь40Х с термообработкой – улучшение, 235-262 НВ и пределом текучести />МПа.
Допускаемое контактноенапряжение [1, с.8, табл. 2.1, 2.2]:
/>,
/>.
Допускаемое напряжениеизгиба:
/>,
/>.
2.1.2 Определения размеров венцов зубчатых колес
Расчетное допускаемоенапряжение:
/>,
/>.
В качестве расчетногоконтактного напряжения принимаем />.Требуемое условие /> выполнено.
Межосевое расстояниебыстроходной ступени:
/>, (2.1)
где для косозубых колес />, а передаточное числобыстроходной ступени />, />=0,4 [1, с.11].
/>
Срок службы в редуктора вчасах:
/>часа,
где />=0,25, />=0,4.
Число циклов нагружения редуктора:
/>,
где />=192 об\мин.
Базовое число цикловнагружений -/>[смотрим график нагружений]:
/>,
где /> - средняя твердостьколеса.
/>
Коэффициент концентрации загрузки:
/>, где />[1, с.11]
/>
/> - эквивалентный момент на колесе, где /> - коэффициент долговечности, /> — крутящий момент назубчатом колесе быстроходной ступени.
Коэффициент эквивалентнойнагрузки:
/>
/>
Принимаем: />.
Тогда />.
/>.
Принимаем: />.[1, с.12]
Делительный диаметрколеса:
/>.
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 цикловнагружения.
Коэффициентэквивалентности: m=6 притермической обработке улучшения.
/>.
/>.
Принимаем />, />.
/>.
Принимаем m1=2мм.
Минимальный угол наклоназубьев:
/>.
Суммарное число зубьев:
/>зуба.
Определяем действительныйугол наклона зубьев:
/>.
Число зубьев шестерни:
/>зубьев.
Число зубьев колеса:
/>зуба.
Уточняем передаточноечисло:
/>,
/>,
что допустимо [1, с.13].
Делительный диаметршестерни:
/>.
/>.
Диаметры окружностейвершин:
/>,
/>.
Диаметры окружностейвпадин:
/>,
/>.
Межосевое расстояниетихоходной ступени:
/>, (2.4)
где для косозубых колес />, а передаточное числотихоходной ступени />, />=0,4 [1, с.11].
/>.
Коэффициент концентрации загрузки:
/>, где x=0,75 – коэффициент режима нагрузки
/>[1, с.11]
/>.
В качестве расчетногоконтактного напряжения принимаем />.
/>.
/>.
Принимаем: />[1, с.12].
Делительный диаметрколеса:
/>.
Ширина колеса:
/>.
Модуль зацепления:
/>, (2.5)
где />= 5,8 [1, с.12],допускаемое напряжение изгиба — />,
/> - крутящий момент на колесе.
/>.
Принимаем m2=3мм.
Минимальный угол наклоназубьев:
/>.
Суммарное число зубьев:
/>зуба.
Определяем действительныйугол наклона зубьев:
/>.
Число зубьев шестерни:
/>зубьев.
Число зубьев колеса:
/>зуба.
Уточняем передаточноечисло:
/>,
/>,
что допустимо [1, с.13].
Делительный диаметршестерни:
/>.
/>.
Диаметры окружностейвершин:
/>,
/>.
Диаметры окружностейвпадин:
/>,
/>.
2.1.3 Проверочные расчеты зубчатых передач
По напряжению изгиба взубьях колеса:
/>, (2.6)
Предварительно определимокружную скорость колеса быстроходней ступени:
/>.
При такой скоростистепень точности зацепления 9 [1, с.14, табл.2.5].
Тихоходной ступени:
/>.
Степень точностизацепления – 9 [1, с.14, табл.2.5].
Окружная сила взацеплении тихоходной ступени:
/>.
Быстроходной ступени:
/>.
Проверка на изгиб быстроходнойступени:
/>(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 окружнаясила:
/>,
где />(см. выше), тогда />.
/>,
/>.
Расчетное напряжениеизгиба 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, концентрациинагрузки [1, с.15, табл.2.6].
/>.
Эквивалентная окружнаясила:
/>,
где />[см. выше], тогда />.
/>, (2.7)
/>.
Расчетное напряжениеизгиба в зубьях шестерни:
/>.
Проверка зубьев колес поконтактным напряжениям.
Для быстроходнойступени:
/>, (2.8)
/>[1, с.16 табл.2.9], /> — ширина колеса, /> — передаточное числобыстроходной ступени, /> — межосевоерасстояние быстроходной ступени, />, /> — для косозубых передач, />[1, с.10]
/>,
/>.
Тихоходная ступень:
/>, (2.9)
/>[1, с.16 табл.2.9], /> — ширина колеса, /> — передаточное числотихоходной ступени, /> — межосевоерасстояние тихоходной ступени, />, /> — для косозубых передач, />[1, с.10].
/>,
/>.
2.1.4 Определения сил действующих в зацеплении
Окружная сила на колесебыстроходной ступени:
/>.
Тихоходной ступени:
/>.
Радиальная силабыстроходной ступени:
/>,
где />, />, />.
Для тихоходной ступени:
/>,
где />, />, />.
Осеева сила:
Для быстроходной ступени:
/>
Для тихоходной ступени:
/>.
3 Предварительныйрасчет валов редуктора
3.1 Ориентировочный расчет валов
Предварительный расчетвалов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал быстроходнойступени:
/>,
где /> - допускаемое напряжениепри кручении, /> — крутящий моментна шестерни быстроходной ступени.
С учетом соединения валашестерни быстроходной ступени с валом электродвигателя муфты МУВП (муфта упругавтулочно-пальцева), принимаем диаметр:/>мм.
Диаметр вала подуплотнением и подшипником: />.
Шестерню выполняем заоднос валом: />.
Ведомый вал быстроходнойступени (и ведущий тихоходной ступени):
/>,
где /> - допускаемое напряжениепри кручении, /> — крутящий моментна ведомом валу быстроходной ступени.
Принимаем диаметр валапод подшипники: />, диаметр подведомым колесом быстроходной ступени: />.
Диаметр выходного концаведомой тихоходной ступени:
/>,
где /> - допускаемое напряжениепри кручении, />-крутящий моментна ведомом валу тихоходной ступени.
Принимаем: />, />,/>.
3.2 Компоновка редуктора, конструирования зубчатыхколес и
корпусаредуктора
3.2.1 Конструктивные размеры зубчатой передачи
Шестерни выполняютсязаодно с валами. Быстроходный вал:
/>, />,/>.
Колесо быстроходнойступени кованое:
/>, />,/>, />.
Диаметр вала под колесом:/>.
Диаметр ступицы: />.
Длина ступицы: />.
Толщина обода: />.
Толщина диска: />.
Тихоходная ступень:
Размер шестерни: />, />,/>.
Колесо быстроходнейступени кованое:
/>, />,/>.
Диаметр вала под колесом:/>.
Диаметр ступицы: />.
Длина ступицы: />.
Толщина обода: />.
Толщина диска:/>.
3.2.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса икрышки: />.
Принимаем: />.
/>.
Толщина фланцев поясовкорпуса и крышки:
/>, />.
Нижний пояс корпуса:
/>.
Принимаем />.
Диаметр болтов:
Фундаментальных: />.
Принимаем М20.
Крепящих крышку к корпусуу подшипников: />. Принимаем болтыс резьбой М16.
Соединяющих крышку скорпусом: />. Принимаем болт с резьбойМ12.
Компоновка необходима дляприближенного определения положения зубчатых колес относительно опор,определения опорных реакций и подбора подшипников.
При очерчиваниивнутренней стенки корпуса:
1) принимаем зазормежду корпусами ступицами колеса />.Принимаем А1=10мм.
2) Принимаем зазорот окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8мм.
Предварительно намечаемрадиальные шарикоподшипники. Результаты подбора занесем в таблицу:
Таблица 2 — Предварительныйподбор 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 валабыстроходной ступени будем смазывать пластичной смазкой.
Измерением находимрасстояния между наружными торцами подшипников:
/>, />,/>.
Для радиально упорныхподшипников расстояние от торцов до точки приложения реакции опор: />,
/>.
Ведущий вал быстроходнойступени: (см. рисунок 1)
/>, />.
Ведомый вал быстроходнойступени:
/>, />.
Ведомый вал тихоходнойступени: (см. рисунок 2)
/>, />.
3.3 Приближенный расчет валов
3.3.1 Расчет ведущего вала быстроходной ступени
Из предыдущих расчетов:
/> - окружная сила быстроходнойступени;
/> - осевая сила в зацеплениибыстроходной ступени;
/> - радиальная сила быстроходнойступени.
Расчетная схема валачервячного колеса приведена на Рисунке 1.
Определяем реакции вопорах плоскости XZ />
/>, (3.1)
/>
/>
/>, (3.2)
/>
Проверка: />,
/>, (3.3)
-722+2577-1855=0
0=0.
Определяем реакции вопорах плоскости YZ />
/>, (3.4)
/>
/>
/>, (3.5)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.6)
-229+953-724=0,
0=0.
Построим эпюры крутящих иизгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
/>;
/>.
Построим эпюры крутящих иизгибающих моментов в вертикальной плоскости:
/>.
Опасным сечением является сечениеБ-Б:
/>, (3.7)
где />, />.
/>.
Из условия прочности:
/>, (3.8)
/>, (3.9)
где />=310МПа.
/>.
По расчету />, что значительно большерасчетного.
/>
Рисунок 1 –Расчетная схема ведущего вала
3.3.2 Расчеты ведомого валабыстроходной 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 валачервячного колеса приведена на Рисунке 2.
Определяем реакции вопорах плоскости XZ />
/>, (3.10)
/>
/>
/>, (3.11)
/>
Проверка: />,
/>, (3.12)
-746-2577+7225-3902=0
0=0.
Определяем реакции вопорах плоскости YZ
/>
/>, (3.13)
/>
/>
/>, (3.14)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.15)
-668-953+2674-1053=0,
0=0.
Построим эпюры крутящих иизгибающих моментов:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>
Опасным сечениемявляется сечение Б-Б:
/>, (3.16)
где />, />.
/>.
Из условия прочности:
/>, (3.17)
/>, (3.18)
где />=310МПа.
/>.
т.е. по расчету />, что значительно большерасчетного.
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 взацеплении;
/> - радиальная сила ведомого вала.
Расчетная схема валачервячного колеса приведена на Рисунке 2.
Определяем реакции вопорах плоскости XZ />
/>, (3.19)
/>
/>
/>, (3.20)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.21)
4817-7225+2408=0,
0=0.
Определяем реакции вопорах плоскости YZ
/>
/>, (3.22)
/>
/>
/>, (3.23)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.24)
-21-2674+2695=0,
0=0.
Построим эпюры крутящих иизгибающих моментов:
/>;
/>;
/>.
Опасным сечением являетсясечение Б-Б:
/>, (3.25)
где />, />.
/>.
Из условия прочности:
/>, (3.26)
/>, (3.27)
где />=480МПа.
/>.
А у нас по расчету />, что значительно большерасчетного.
3.4 Выбор подшипников
3.4.1 Ведущий вал быстроходной ступени
Суммарные реакции:
/>;
/>.
Предварительно принимаемподшипники 36208 [см. табл.2]
Эквивалентная нагрузка:более нагруженная опора 1.
/>, (3.28)
Где Pr=1991Н, V=1 – вращаетсявнутреннее 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, тогда Pa1=S1=629H,Pa2=S1-Fa=629-467=162H.
/>, тога x=1, y=0.
/>.
Расчетная долговечность,млн. об:
/>, (3.29)
/>млн. об.
Расчетная долговечность вчасах:
/>, (3.30)
/>часов, что больше установленных, значить подшипникподходит.
3.4.2 Расчет подшипника ведомого вала быстроходнойступени
Суммарные реакции:
/>;
/>.
Предварительно принимаемподшипники 36208 [см. табл.2]
Эквивалентная нагрузка:более нагруженная опора 4.
Fa=Fa3-Fa4=1336-467=869H.
/> при этом е=0,35 [2, табл.9.18].
Осевые составляющие:
/>;
/>.
В нашем случае S3
/>, тога x=0,45, y=1,57[2, табл.9.18].
/>.
Расчетная долговечность,млн. об:
/>, (3.31)
, млн. об.
Расчетная долговечность вчасах:
/>, (3.32)
/>часов, что больше установленных, значить подшипникподходит.
3.4.3 Расчет подшипников ведомого вала тихоходнойступени
Суммарные реакции:
/>;
/>.
Предварительно принимаемподшипники 46215 [см. табл.2]
Эквивалентная нагрузка:более нагруженная опора 6.
е=0,68 [2, табл.9.18].
Осевые составляющие:
/>;
/>.
В нашем случае S5
Fa6= S5+ Fa4=1637+1336=2973Н.
/>, тога x=1, y=0.
/>.
Расчетная долговечность,млн. об:
/>, (3.33)
/>млн. об.
Расчетная долговечность вчасах:
/>, (3.34)
/>часов, что больше установленных, значить подшипникподходит.
3.5 Выбор посадок
Посадки назначаем всоответствии с указанными данными в табл.10.13 [2].
Посадки зубчатых колес навалы — /> по ГОСТ 25347-82
Посадки муфт на валыредуктора — />.
Шейки валов под подшипникивыполняем с отклонением по посадке k6.
Отклонений отверстий вкорпусе под наружные кольца подшипников по посадке Н7.
Мазеудерживающие кольцосажаем на вал по посадке — />.
Посадка вала под монтажом– h8.
3.6 Расчет соединений
3.6.1 Расчет шпоночных соединений
Применяем шпонкипризматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки, сталь 45, нормализованная.
Условие прочности:
/>, (3.35)
где Lp=L-b.
Допускаемоенапряжение смятия при стальной ступицы />,при чугунной />.
Ведущий вал: d=36мм; bxh=10x8 мм; t1=5 мм; длина шпонки l=80мм; момент на ведущем валу Т=55,6٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
Расчет шпонкипод зубчатое колесо наведомом валу быстроходной ступени: d=50мм; bxh=14x9 мм; t1=5,5 мм; длина шпонки l=90мм; момент на ведущем валу Т=269,7٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
Ведомый валтихоходной ступени: d=65мм; bxh=18x11 мм; t1=7 мм; длина шпонки l=90мм; момент на ведущем валу Т=1036٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
Расчеты шпонки подзубчатым колесом на ведомом валу: d=85мм; bxh=22x14 мм; t1=9 мм; длина шпонки l=100 мм; момент на ведущем валу Т=1036٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
4Выбор смазки
4.1 Выбор смазки зацеплений и подшипников
Смазывание зубчатогозацепления производиться окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрькорпуса до уровня, обеспечивающие погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25٠5,76=1,44 дм3.
Устанавливаем вязкостьмасла [2, с.253, табл.10.8]. При контактных напряжениях /> и скорости v=2,1м/с рекомендуемая вязкость масла должнабыть примерно равна 20٠10-6м2/с.Принимаем масло индустриальное И-30А [2, с. 253, табл. 10.10] по ГОСТ 20799-75.
Камеры подшипниковзаполняем 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 соединенияредуктора и электродвигателя упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). Эту муфтуприменяют в случаях, когда возможна несоосность валов и работа соединениясопровождается толчками и ударами.
Расчет муфты сводится копределению размеров пальцев и упругих элементов.
Пальцы рассчитываются наизгиб:
Крутящий момент набыстроходном 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 прочностьвтулки на смятие:
/>, (5.2)
/>.
Выбираем туже муфту(МУВП) для соединения редуктора и цепного конвеера.
Крутящий момент набыстроходном 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 прочностьвтулки 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. Курсовоепроектирование 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.