Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей Оглавление Техническое задание Назначение и сравнительная характеристика привода 1. Кинематический и силовой расчт привода. Выбор электродвигателя 2. Геометрический прочностной расчт закрытой передачи 3. Разработка эскизной компоновки редуктора 4. Проверка долговечности подшипников 5.

Уточннный расчт валов 6. Выбор типа крепления вала на колесе 7. Выбор и анализ посадок 8. Выбор муфт. Выбор уплотнений 9. Выбор смазки редуктора и подшипников 10. Сборка редуктора 11. Список использованной литературы Приложения Оглавление Техническое задание Исходные данные Т 18 Нм 56 радс d 0.55 м схема 1 1.

Электродвигатель 2. Упругая муфта 3. Редуктор с прямозубой конической передачей 4. Открытая коническая передача 5. Картофеле-очистительная машина Задание Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала. Назначение и сравнительная характеристика привода

Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремнную. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колса, валы подшипники и т.д. Зубчатые передачи Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.

Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями. Преимущества зубчатых передач 1. Постоянство передаточного числа для прямозубой цилиндрической U24, косозубой цилиндрической U46, для конической U2. Высокая нагрузочная способность 3. Высокий КПД 4. Малые габариты 5. Большая долговечность, прочность, наджность, простота в обслуживании 6.

Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры Недостатки зубчатых передач 1. Невозможность без ступенчатого изменения скорости. 2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа. 3. Шум при больших скоростях. 4. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок. 5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях.

6. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев. 7. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчт. 1.1 Определяем требуемую мощность двигателя NN Вт

ТТвыхТ3 N56181008 Bт 1.2 Определяем КПД роппк р-редуктора 0,970,960, 0,679 оп-открытой передачи пк-подшипников качения 1.3 Определяем мощность двигателя 1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия Nн Nдв Nн1.5 кВт 4А80А2У3 Nн1.5 кВт nс3000 Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей таблица 1 таблица 1 N Типоразмер nc, обмин 1 4А80А2У3 3000 2 4А80В493 1500 3 4A90L693 1000 4 4A100L893 750 1.5

Определяем передаточное отношение двигателя , где nдв - синхронная частота вращения, Обмин nвых - частота вращения выходного вала механизма вал С, см схему 1, Обмин 1.6 Задамся передаточным отношением открытой передачи u 1.7 Определяем передаточное отношение редуктора Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U23 , где U - передаточное отношение двигателя

Uоп - передаточное отношение открытой передачи Uр - передаточное отношение редуктора Остановим свой выбор двигателе N1, и примем следующие передаточные отношения uдв 5,6 uр 2,8 uоп 2 Эскиз двигателя в приложении 1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов. 1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма Проверка NдвТдвдв Nдв4,73313,61483 Вт Двигатель 4А80А2У3 1.10

Выполняем обратный пересчт Т3, 3 с учтом выбранного двигателя Проверка NдвТдвдв Nдв4.19561500 Вт В дальнейшем будем вести расчты с учтом полученных значений 1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма n1 nc 3000 обмин Данные расчтов сведм в таблицу таблица 2 Тi, Нмi, радсni, обминВал А4.783143000Вал В9.081571071Вал С2. Геометрический прочностной расчт закрытой передачи.

2.1 Выбираем материал Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45 Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок 0122 МПа, допускаемое контактное напряжение 550 МПа 2.2 Определяем внешний делительный диаметр коэффициент КН1,2 коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию

ВRE0,285 1, где Тр - момент на выходном валу редуктора табл. 2 de2 - внешний делительный диаметр, мм к - допускаемое контактное напряжение, МПа up - передаточное отношение редуктора Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2100мм 2.3 Принимаем число зубьев на шестерне Z2.4 Определяем число зубьев на колесе

Z2uрZ12,1 Определяем геометрические параметры зубчатой передачи 2.5 Внешний окружной модуль 2.6 Угол делительного конуса для шестерни колеса 2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса 2.8 Определяем внешнее конусное расстояние 2.9 Определяем среднее конусное расстояние , где b - длина зуба 2.10 Определяем средний окружной модуль 2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса dmZ 1

d11.32228.6 мм d21.36280.6 мм 2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное колеса шестерни , где Т - крутящий момент на выходном валу d - средний делительный диаметр радиальное , где Р - окружное усилие угол делительного конуса, 20 Проверка коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру 1 средняя окружная скорость колеса 1 степень точности n7 Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок 1, где

КН - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба КН - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колс 1 Проверку контактных напряжений выполним по формуле Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба 1 , где коэффициент нагрузок , где

КF - коэффициент концентрации нагрузки КFV - коэффициент динамичности Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев для шестерни для колеса При этих значениях ZV выбираем YF1 3.976, YF2 3.6 Для шестерни отношение для колеса Дальнейший расчт ведм для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше. Проверяем зуб колеса 3. Разработка эскизной компоновки.

3.1 Предварительный расчт валов редуктора. Расчт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям Крутящие моменты в поперечных сечениях валов ведущего Тк1Т19000 Нм ведомого Тк2Т224000 Нм Диаметр выходного конца вала dв1 см. рис. 3 определяем при допускаемом напряжении к25 МПа 1 диаметр под подшипниками примем dп117 мм диаметр под шестерней dк120 мм. Диаметр выходного конца вала dв2 см. рис.

4 при допускаемом напряжении к25 МПа диаметр под подшипниками примем dп220 мм диаметр под зубчатым колесом dк225 мм. 3.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу см. рис. 3. Длина посадочного участка lстb20 мм Колесо его размеры dае2101.1 мм b20 мм диаметр ступицы dст 1.6dк21.62540 мм длина ступицы lст 1.21.5

dк21.52537.5 мм lст 35 мм толщина обода 0 34m1.3345 мм рис2. Коническое зубчатое толщина диска С0,10,17Rе7 мм колесо 3.3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора толщина стенок корпуса и крышки 0,05Rе13,65 мм принимаем 5 мм 10,04Rе13,12 мм принимаем 1 5 мм толщина фланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса корпуса и пояса крышки b1,51,557,5 мм b11,511,557,5 мм нижнего пояса крышки р2,352,35511,75 мм принимаем р12 мм

Диаметры болтов фундаментальных d10,055R11212,3 мм принимаем фундаментальные болты с резьбой М12 болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d20,70,5 d1 d10,70,512,38,66,15 мм принимаем болты с резьбой М8 болтов, соединяющих крышку с корпусом, d30,70,5 d1 d367,2 мм принимаем болты с резьбой М6 3.4 Компоновка редуктора Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала.

Из точки пересечения проводим под 1 20 осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re 53 мм. Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах. Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лгкую серию подшипников

Условное обозначение подшипника d мм D мм B мм C кН Co кН720317401214.09.0720420471421.013.0 Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм для размещения мазеудерживающего кольца. Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5dв12,51332.5 мм 2, где dв1 - диаметр

выходного конца ведущего вала. Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм. Замером определяем расстояния a130 мм a248 мм a333 мм a464 мм 4. Проверка долговечности подшипников. Ведущий вал Расчтная схема a130 мм а248 мм Рr1203.5 Н Pa174 Н P1678.3 Н Определение реакций опор в вертикальной плоскости рис.

3 Расчтная схема ведущего вала. Проверка Определение реакций опор в горизонтальной плоскости Проверка Определение эквивалентных нагрузок 3 , где X,Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников Fr - радиальная нагрузка, Н КБ - коэффициент безопасности

Кт - температурный коэффициент , где Нi, Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников 1 здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e 0.31 В нашем случае S1S2 Fa0, тогда Pa1S1706.2 H Pa2S1Pa27174345 H X0.4 Y1.97 Расчтная долговечность, млн. об. Расчтная долговечность, ч , где n 1500 частота вращения ведущего вала.

Расчт ведомого вала Определение реакций опор в вертикальной плоскости рис. 4 Расчтная схема ведомого вала. Проверка Определение реакций опор в горизонтальной плоскости. Проверка Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников В нашем случае S1S2 Fa0, тогда Pa1S163 H Pa2S1Pa163203.5266.5 H Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204 , то долговечность определим

для более нагруженного подшипника по этому осевую нагрузку следует учитывать. Эквивалентная нагрузка Pэ0.4515.71.67266.50.7 кН Расчтная долговечность, млн. об. 1 Расчтная долговечность, ч здесь n 536 обмин - частота вращения ведомого вала Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы. 5. Уточннный расчт валов. Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные

от кручения по пульсирующему 5.1 Выбор материала вала Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивления b500 Мпа 5.2 Определение изгибающих моментов Ведущий вал У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно

выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне см. Рис.3. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал. a114 мм а248 мм Рr203,5 Н Ра74 Н Р1678,3 Н Vа308,5 Н Vв105 Н Hа2727,2 Н Hв1048,9 Н Ma10,582 Нм

Построение эпюры Мy рис. 5 0ya1 My-PaxMa y0 MyMa ya1 My- PraMa-50,468 Нм 0ya2 My-Vвy-50,468 Нм Построение эпюры Мx рис. 5 0xa1 Mx-Px 0xa2 Mx-Hвx x0 Mx0 xa1 Mx- Pa1-50,349 Нм x0 Mx0 рис. 5 Эпюры моментов xa2 Mx- Hвa2-50,349 Нм Ведомый вал а333 мм а464 мм Рr74 Н Ра203,5 Н Р595,5

Н Vа133,4 Н Vв-59,4 Н Hа393,9 Н Hв202 Н Ma82,0105 Нм Построение эпюры Мy рис. 6 0ya3 MyVвy y0 My0 ya3 MyVaa344,022 Нм 0ya4 MyVвy y0 My0 ya4 MyVaa4-38,016 Нм Построение эпюры Мx рис. 6 0xa3 Mx-Hax x0 Mx0 xa3 Mx- Haa3-129,657 Нм 0xa4 Mx-Hвx x0 Mx0 рис. 6 Эпюры моментов xa4 Mx- Hвa4-129,657

Нм 5.3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении 5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения 5.5 Амплитуда нормальных напряжений 1 5.6 Определение полярного момента сопротивления 5.7 Определение амплитуды касательного напряжения 5.9 Определение коэффициентов запасов прочности 8.1 по нормальному напряжению ,где v - амплитуда нормальных напряжений

К - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений - масштабный фактор для нормальных напряжений - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности 0.970.9 8.2 по касательному напряжению , где -1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения k - коэффициент концентрации напряжений - масштабный фактор - амплитуда касательных напряжений, МПа - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности - коэффициент асимметрии цикла m -

среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа. 5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности 6. Выбор типа крепления вала на колесе. Расчт соединений. 6.1 Выбор материала В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие см70100

МПа, допускаемое напряжение на срез ср0,6см42 Мпа 6.2 Геометрические размеры шпонки b5 мм h5 мм t13.0 мм t22.3 мм lшlст2-51028 мм, где lст2 - длина ступицы, мм lш - длина шпонки, мм шпонка 5528 ГОСТ 23360-78 6.3 Проверка шпонки на смятие , где Т3 - крутящий момент на валу С, Нм таблица 2 dк - диаметр вала под колесо, мм h - высота шпонки, мм b - ширина шпонки, мм lш - длина

шпонки, мм возьмм с закруглнными концами lp28-523 мм берм 20 мм 6.4 Проверка шпонки на срез 7. Выбор и анализ посадок 7.1 Выбираем посадки Примем посадки согласно таблице 4 таблица 4 Распорная втулка на вал Торцевые крышки на ПК Внутренние кольца ПК на валы Наружные кольца ПК в корпусе Уплотнения на валы

Выполним анализ посадки Н7m6 7.2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе D25 Н7 ES21 мкм EI0 мкм 7.3 Определение предельных отклонений вала d25 m6 es21 мкм ei8 мкм 7.4 Определение max значения натяга Nmaxes-EI21-021 мкм 7.5 Определение max значения зазора Smax ES-ei 21-813 мкм 7.6 Определение допусков 7.6.1. на отверстие ТDESEI21-021 мкм 7.6.2 на вал

Тdes-ei21-813 мкм 7.7 Определение предельных размеров DmaxDES250.02125.021 мм DminDEI15 мм dmaxdes250.02125.021 мм dmindei250.00825.008 мм 7.8 Построим схему допусков 8. Выбор муфт. Выбор уплотнений. 8.1 Выбор муфты Возьмм муфту упругую втулочно-пальциевую МУВП. Эта муфта является наиболее распространнной муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной

обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью 8.1.1 Вращающий момент на валу электродвигателя 8.1.2 При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К4 8.1.3 Расчтный вращающий момент 8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 см. табл. 5 таблица 5 d, мм D, ммL, мм D1, мм z dп, мм lп, мм lв, ммМрас Нм радс 13 90 84 58 4 10 19 15 31.4 6608.1.5

Проверяем пальцы на изгиб 8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности 8.2 Выбор уплотнений Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов. Ведущий вал , где - угловая скорость ведущего вала, радс d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм Так как 1 2 мс, то примем войлочное уплотнение по

ГОСТ 6308-71, со следующими параметрами dв1dDbD1d1b1b21312212.5221423.0 Ведомый вал , где - угловая скорость ведомого вала, радс d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм 2 2 мс, принимаем войлочное уплотнение со следующими параметрами dв1dDbD1d1b1b2171625326182.53.2 9. Выбор смазки редуктора и подшипников. 9.1 Выберем смазку для редуктора Окружная скорость 5 мс. Так как 10 мс, то примем картерную смазку.

Колесо погружаем в масло на высоту зуба. Определим объм масляной ванны V0.50.8Nн , где Nн - номинальная мощность двигателя, Вт V0.50.81.50.751.2 л При средней скорости 5 мс, вязкость должна быть 2810-6 м с Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75 9.2 Выберем смазку подшипников качения Критерием выбора смазки является k млн.об.мин. kdпn, где dп - диаметр

вала под подшипники, мм n - частота вращения вала, обмин k1 dп1n1 млн.об.мин. K2 dп2n2 млн.об.мин Полученные значения k не превышают 30 млн.об.мин поэтому применяем пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые камеры при монтаже. 10. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов

валов на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 С в ведомый вал закладывают шпонку 5528 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса

спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников валы должны прокручиваться от руки

и закрепляют крышки винтами. Затем ввртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. 11. Список использованной литературы 1. Анурьев В.И Справочник конструктора - машиностроителя в 3-х томах. Том 3 - М. Машиностроение, 1980 398 с. 2. Анурьев

В.И Справочник конструктора - машиностроителя в 3-х томах. Том 1 - М. Машиностроение, 1979 483 с. 3. Дунаев П.Ф Леликов О.П Детали машин. Курсовое проектирование Высшая школа, 1990 523 с. 4. Чернавский С.А Курсовое проектирование деталей машин М. Машиностроение, 1988 416 .с