Государственный комитет Российской Федерации по рыболовству
КАМЧАТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра детали машин и основы конструирования
Курсовой проект
Редуктор цилиндрический двухступенчатый
Выполнил:
Руководитель проекта:
Петропавловск-Камчатский, 2009 г.
Содержание
Исходные данные
Расчет цилиндрических зубчатых передач
Выбор электродвигателя
Определение силовых и кинематических параметров привода
Выбор материала
Расчет межосевого расстояния аw
Определение модуля зацепления
Определение параметров зацепления тихоходной (прямозубой) ступени
Определение параметров зацепления быстроходной (косозубой)передачи
Проверочный расчет второй передачи
Расчет открытых передач
Проверочный расчет
Расчет составляющих усилий в зацеплении
Проектный расчет валов
Эскизная компоновка редуктора
Предварительный выбор подшипников качения
Расчетная схема валов редуктора
Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет валов
Выбор сорта масла
Список литературы
Исходные данные
Редуктор двухступенчатый,несоосный
Кинематическая схема редуктора:
/>
Дано:
1. Сила на валу рабочей машины F=1.5 H
2. Скорость движения приводноговала рабочей машины />
3. Срок службы редуктора и режимего работы (постоянный, тяжелый) /> ч.
Расчет цилиндрических зубчатых передачВыбор электродвигателя
Формула определения требуемоймощности электродвигателя:
/>
где:
Р — требуемая мощностьэлектродвигателя, кВт
/> общийКПД привода
/> -КПД закрытой передачи;
/> -КПД открытой передачи;
/> -КПД подшипников.
/> -КПД соединительных муфт;
/>
По каталогу выбираем асинхронныйкороткозамкнутый двигатель мощностью Рэд /> Р.Тип электродвигателя: АОЛ 2-31-4, с номинальной частотой вращения /> об/мин мощностью Рном= 1,76 кВт. Мощность электродвигателя:
/> кВт
Угловую скоростьэлектродвигателя определяем по формуле:
/>
Где
/>номинальнаяугловая скорость вала электродвигателя, с-1;
nэд — номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
/> с-1
Определение силовых и кинематических параметровпривода
Определяем частоту вращенияприводного вала npм:
/>
Общее передаточное число приводаUp:
/>
Определяем передаточные числаступеней привода:
/>;/>;
/>
при Up = 20,05,
/>
Вращающий момент на двигателе Тдв:
/>
Вращающий момент на быстроходномвалу:
/> Нм.
Вращающий момент напромежуточном валу Тпр:
/> Нм.
Вращающий момент на тихоходномвалу ТТ:
/> Нм.
Вращающий момент на ременнойпередаче:
/> Нм.
Угловая скорость на быстроходномвалу:
/> />
Угловая скорость на промежуточномвалу:
/> />
Угловая скорость на тихоходномвалу:
/> />
Угловая скорость на ременнойпередаче:
/> />
Выбор материала
Основные механические характеристикивыбранных материалов зубчатых колес приведены в таблице 1.Деталь Материал
Р-р
заготовок, мм Термообработка Н, вер.
/>
/>
/>
/>
/>
1я ступень, прямозубая
Шестерня Сталь45
Dпред=125
Sпред=80 У 305,5 890 650 380 25 385,8 Колесо У 285,5 890 650 380 20 122,8
2я ступень, косозубая
Шестерня Сталь45
Dпред=125
Sпред=80 У 248,5 780 540 335 16,5 122,5 Колесо Любые размеры Н 193 600 320 260 10 38,9 Деталь
/>
/>
/>
[/>] F0
[/>] F
[/>] Н0
[/>] Н
1я ступень, прямозубая
Шестерня 1 4 1 310 310 616,9 617 Колесо 1 4 1 294 294 580,9 580,9
2я ступень, косозубая
Шестерня 1 4 1 310 310 520 520 Колесо 1 4 1 199 199 414 414 /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
[/>] ср=0,45([/>] Н1 + [/>] H2)= 420/>
Таблица данных.Наименование, единица измерения Обозначение Значение
Требуемая мощность электродвигателя, кВт
Р 2,2 Общее передаточное число редуктора
/> 20,5 Передаточное число закрытых передач
/> 3,15 Передаточное число открытой передачи
/> 2,1
Крутящий момент на тихоходном валу, Нм
/> 263,4
Крутящий момент на промежуточном валу, Нм
/> 88
Крутящий момент на быстроходном валу, Нм
/> 29,3
Угловая скорость тихоходного вала, />
/> 7,16
Угловая скорость промежуточного вала, />
/> 22,5
Угловая скорость быстроходного вала, />
/> 71
Расчет межосевого расстояния аw
По условию контактной прочности:
/>,
где:
аw — Межосевое расстояние, мм;
Ка = 49,5 дляпрямозубых колес, (Н/мм2);
Ка = 43 длякосозубых колес, (Н/мм2), принимая ориентировочно β =10°…15°;
Т1 — крутящиймомент на валу шестерни, />;
Т1 = Тзп1для первой передачи;
Т1 = Тзп2для второй передачи;
для первой передачи:
/> -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;
/> -коэффициент ширины венца колеса;
для второй передачи:
/>
/>
Тогда:
/> мм
/> мм
Полученные значения округляем достандартного:
aw1= 100 мм
aw2=150 ммОпределение модуля зацепления
Модуль зацепления:
/>;
где:
/> -вспомогательный коэффициент для прямо/косозубых передач;
/> -ширина венца колеса;
/> -делительный диаметр колеса;
/>
/>
/>;
/>
Модуль зацепления для тихоходнойи быстроходной ступени:
/>, />
полученные значения модулязацепления m округляем до стандартного по таблице:
Модули зацепления, мм (поСТ СЭВ 310-76) I ряд 1,0 - 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 6,0 8,0 II ряд 1,25 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7,0 9,0
Принимаем: />, />
Определение параметров зацепления тихоходной (прямозубой)ступени
Предварительно суммарное числозубьев
/>
Число зубьев шестерни
/>
Число зубьев шестерни:
/>
Число зубьев колеса:
/>
Определяем фактическоепередаточное число /> и проверяем егоотклонение /> от заданного:
/>; />
Условие соблюдается.
Определяем фактическое межосевоерасстояние:
/>мм
Диаметры делительной и начальнойокружностей шестерни и колеса
/> мм
/> мм
Диаметры окружностей вершинзубьев шестерни и колеса
/> мм
/>мм
Диаметры окружностей впадинзубьев шестерни и колеса
/> мм
/> мм
Рабочая ширина венца колеса ишестерни:
/> мм
/> мм
Проверочный расчет первойпередачи:
Проверяем межосевое расстояние:
/>
Проверяем пригодность заготовокколес:
Условие пригодности заготовокколес:
/>;/>
Диаметр заготовки шестерни />мм
Размер заготовки колеса />мм
Условия соблюдаются
Проверяем контактные напряжение />,
/>
Где:
К= 463 — Вспомогательныйкоэффициент для прямозубой передачи;
/>окружнаясила в зацеплении;
/>=1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
/> -коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес истепени точности передачи
/>;
9 степень точности
/>
/>
Допускаемая нагрузка передачи неболее 100%, следовательно условие соблюдается.
Проверить напряжение изгибазубьев шестерни и колеса:
/>
/>
Где:
m — модуль зацепления, мм;
/> -ширина зубчатого венца колеса, мм;
/> -окружная сила в зацеплении, Н;
/>=1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
/>=1 — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
/>=1,28 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес истепени точности передачи;
/> -коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;
/> -коэффициент, учитывающий наклон зуба
/> и/> - допустимые напряженияизгиба шестерни и колеса, />;
/>
/>
Условие соблюдается, т.к. /> и />.Определение параметров зацепления быстроходной (косозубой)передачи
Суммарное число зубьев:
/>
Число зубьев шестерни:
/>
Число зубьев колеса:
/>
Уточняем действительную величинуугла наклона зубьев для косозубых передач:
/>11°28΄
Необходимое условие />выполняется.
Определяем фактическоепередаточное число /> и проверяем егоотклонение /> от заданного:
/>; />
Условие соблюдается. Определяемфактическое межосевое расстояние:
/>мм
Диаметры делительной и начальнойокружностей шестерни и колеса
/> мм
/> мм
Диаметры окружностей вершинзубьев шестерни и колеса
/> мм
/>мм
Диаметры окружностей впадинзубьев шестерни и колеса
/> мм
/> мм
Рабочая ширина венца колеса
/> мм
/> мм
Проверочный расчет второй передачи
Проверяем межосевое расстояние:
/>
Проверяем пригодность заготовокколес:
Условие пригодности заготовокколес:
/>;/>
Диаметр заготовки шестерни />мм
Размер заготовки колеса />мм
Условия соблюдаются
Проверяем контактные напряжение />,
/>
Где:
К= 463 — Вспомогательныйкоэффициент для косозубой передачи;
/>окружнаясила в зацеплении;
/>=1,1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
/> -коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес истепени точности передачи
/>;9 степень точности
/>
/>
Допускаемая нагрузка передачи неболее 10%, следовательно условие соблюдается.
Проверить напряжение изгибазубьев шестерни и колеса:
/>
/>
Где: m — модуль зацепления, мм; /> -ширина зубчатого венца колеса, мм; /> - окружнаясила в зацеплении, Н;
/>=1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
/>=1 — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
/>=1,04 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес истепени точности передачи;
/> -коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;
/> -коэффициент, учитывающий наклон зуба
/> и/> - допустимые напряженияизгиба шестерни и колеса, />;
/>
/>
Условие соблюдается, т.к. /> и />.Расчет открытых передач
1. Определяем расчетный диаметрведущего шкива />, Клиновой ременьсечения А (по номограмме):
/>
2. Определяем диаметр ведомогошкива />, мм:
/>
Где: /> -передаточное число открытой передачи, /> -коэффициент скольжения (/>)
Из стандартного ряда выбираем />
3. Определяем ориентировочномежосевое расстояние />
/>
Где /> -высота сечения клинового ремня.
4. Определяем расчетную длинуремня />
/>
/>
5. Уточняем значение межосевогорасстояния по стандартной длине:
/>
6. Определяем угол обхватаремнем ведущего шкива a1, град:
/>условие выполняется.
7. определяем скорость ремня/>:
/>
Где /> -допускаемая скорость для клиновых ремней />.
8. определяем частоту пробеговремня />
/>
Где /> -допускаемая частота пробегов ремня = 30/>
9. Определяем допускаемуюмощность, передаваемую одним клиновым ремнем />
/>
/> -допускаемая приведенная мощность, выбирается в зависимости от типа ремня, егосечения,
скорости и диаметра ведущегошкива, С — поправочные коэффициенты.
10. Определяем число клиньевполиклинового ремня z:
/>
11. Определяем силупредварительного натяжения />
/>
12. Определяем окружную силу />
/>
13. Определяем силы натяженияведущей /> и ведомой /> ветвей:
/>,/>
14. Определяем силу давлениявала />
/>
Проверочный расчет
Проверяем прочность ремня помаксимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
/>
Где а) /> - напряжения растяжения,Н//>
/>
б) /> -Напряжения изгиба, Н//>
/>
в) /> -Напряжение центробежных сил, Н//>
/> Н//>
г) />=10Н//> - для клиновых ремней
/> Н//>
Условие соблюдается, так как />
Составим табличный ответ:Параметр Значение Параметр Значение Тип ремня Клиновой Число пробегов ремня 9,2 Сечение ремня А Диаметр ведущего шкива 100 Количество ремней 3 Диаметр ведомого шкива 200 Межосевое расстояние 209 Максимальное напряжение 8,6 Длина ремня 900 Начальное напряжение ремня 73 Угол обхвата 153° Сила давления ремня на вал 426
Расчет составляющих усилий в зацеплении
Для первой ступени (цилиндрическая,прямозубая):
На колесе. Окружная сила:
/>Н
Радиальная сила:
/> Н
где />
На шестерне:
Окружная сила:
/>Н
Радиальная сила:
/> Н
Для второй ступени (цилиндрическая,косозубая):
На колесе
Окружная сила:
/>Н
Радиальная сила:
/> Н
где />,/>.
Осевая сила угла наклона:
/>Н.
На шестерне:
Окружная сила:
/>Н
Радиальная сила:
/> Н
Осевая сила угла наклона:
/>Н.
Для клиноременной передачи:
Радиальная сила:
/>
Проектный расчет валов
Эскизная компоновка редуктора
Выбор материалов валов и ихмеханические характеристики.Вал Марка стали
/> Термообработка Твердость заготовки
/>
/>
/> Быстроходный 45 125 У 235…262 780 540 Промежуточный 45 125 У 235…262 780 540 Тихоходный 45 125 У 235…262 780 540
Выбор допускаемых напряженийна кручение.
Быстроходный вал />
Промежуточный вал />
Тихоходный вал />
Определяем геометрическиепараметры ступеней валов.
Быстроходный вал — шестерняцилиндрическая;
Первая ступень под элементоткрытой передачи. (шкив)
/>
/>
Вторая ступень под уплотнениекрышки с отверстием и подшипник.
/>
/>
Третья ступень под шестерню.
/>
/> -определяется графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
/>
/>
Промежуточный вал;
Первая ступень под подшипник
/>
/>
Вторая ступень под шестерню иколесо.
/>
/> -определяется графически на эскизной компоновке.
Третья ступень под подшипник.
/>,/>
Тихоходный вал;
Первая ступень под элементоткрытой передачи. (шкив)
/>
/>
Вторая ступень под уплотнениекрышки с отверстием и подшипник.
/>
/>
Третья ступень под колесо.
/>
/> -определяется графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
/>
/>Предварительный выбор подшипников качения
Быстроходный вал:
Выбираем радиальные шариковыеоднорядные подшипники 106, особо мягкая серия.
Промежуточный вал: 107
Тихоходный вал: 109Вал
Размеры
Ступеней Подшипники
/>
/>
/>
/>
Типо-
размер dхDхB, мм
Динамическая
грузоподъемность
Статическая
грузоподъемность
/>
/>
/>
/> Быстроходный 24 30 36 30 105 30х52х13 13,3 6,8 36 45 - 14 Промежуточный 35 43 35 - 107 35х62х14 15,9 8,5 21 - 21 - Тихоходный 40 45 55 45 109 45х75х16 21,2 12,2 48 56 - 17,6 Расчетная схема валов редуктора
Быстроходный вал.
Вертикальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
/>
/>
Проверка />
Строим эпюру изгибающих моментовотносительно оси Х в характерных сечениях:
/>
Горизонтальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
/>
/>
Строим эпюру изгибающих моментовотносительно оси Х в характерных сечениях:
/>
Строим эпюру крутящихмоментов:
/>
Определяем суммарные радиальныереакции
/>
Определяем суммарные изгибающиемоменты в наиболее нагруженных сечениях:
/>
Промежуточный вал
Вертикальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
/>
/>
Проверка />
Строим эпюру изгибающих моментовотносительно оси Х в характерных сечениях:
/>
Горизонтальная плоскость. Определяемопорные реакции:
/>
/>
Строим эпюру изгибающих моментовотносительно оси Х в характерных сечениях:
/>
Строим эпюру крутящихмоментов:
/>
Определяем суммарные радиальныереакции
/>
Определяем суммарные изгибающиемоменты в наиболее нагруженных сечениях:
/>
Тихоходный вал
Вертикальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
/>
/>
Проверка />
Строим эпюру изгибающих моментовотносительно оси Х в характерных сечениях:
/>
Горизонтальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
/>
/>
Строим эпюру изгибающих моментовотносительно оси Х в характерных сечениях:
/>
Строим эпюру крутящихмоментов:
/>
Определяем суммарные радиальныереакции
/>
Определяем суммарные изгибающиемоменты в наиболее нагруженных сечениях:
/>Проверочный расчет подшипников
Быстроходный вал (106)
Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.
/>
Определяем отношение
/>
По таблице находим: e=0,14 Y=2,6; по соотношению/> выбираем формулу иопределяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
/>
Определяем динамическуюгрузоподъемность
/>
Подшипник пригоден. Определяемдолговечность подшипника
/>
Условие выполнено
Промежуточный вал (107)
Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.
/>
Определяем отношение
/>
По таблице интерполированиемнаходим: e=0,26 Y=1,74;
По соотношению/> выбираем формулу иопределяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
/>
Определяем динамическуюгрузоподъемность
/>
Подшипник пригоден. Определяемдолговечность подшипника
/>
Условие выполнено
Тихоходный вал (109)
Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.
/>
Определяем отношение
/>
По таблице интерполированиемнаходим: e=0,24 Y=1,9;
По соотношению/> выбираем формулу иопределяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
/>
Определяем динамическуюгрузоподъемность
/>
Подшипник пригоден. Определяемдолговечность подшипника
/>
Условие выполненоПроверочный расчет валов
Быстроходный вал
Сечение А-А
Определить напряжение всечении А-А
Нормальные напряжения изменяютсяоп симметричному циклу.
/>
Где />;
М — суммарный изгибающий моментв этом сечении.
Касательные напряженияизменяются по нулевому циклу
/>
Где />;
М — крутящий момент в этомсечении.
Определить коэффициентконцентрации нормальных и касательных напряжений.
/>
Где /> (потаблице)
Определить пределы выносливостив расчетном сечении.
/>
Определить коэффициенты запасапрочности по нормальным и касательным напряжениям.
/>
Определить общий коэффициентзапаса прочности.
/>
Условие выполнено.
Промежуточный вал
Сечение Б-Б
Определить напряжение всечении Б-Б
Нормальные напряжения изменяютсяоп симметричному циклу.
/>
Где />;
М — суммарный изгибающий моментв этом сечении.
Касательные напряженияизменяются по нулевому циклу
/>
Где />;
М — крутящий момент в этомсечении.
Определить коэффициентконцентрации нормальных и касательных напряжений.
/>
Где /> (потаблице)
Определить пределы выносливостив расчетном сечении.
/>
Определить коэффициенты запасапрочности по нормальным и касательным напряжениям.
/>
Определить общий коэффициентзапаса прочности.
/>
Условие выполнено.
Тихоходный вал
Сечение В-В
Определить напряжение всечении В-В
Нормальные напряжения изменяютсяоп симметричному циклу.
/>
Где />;
М — суммарный изгибающий моментв этом сечении.
Касательные напряженияизменяются по нулевому циклу
/>
Где />;
М — крутящий момент в этомсечении. Определить коэффициент концентрации нормальных и касательныхнапряжений.
/>
Где /> (потаблице). Определить пределы выносливости в расчетном сечении.
/>
Определить коэффициенты запасапрочности по нормальным и касательным напряжениям.
/>
Определить общий коэффициентзапаса прочности.
/>
Условие выполнено.
Проверочный расчет шпонок
Промежуточный вал, шпонка12х8х45
Условие прочности:
/>/>
определяем рабочую длину шпонки:
/>
Определяем площадь смятия:
/>
проверяем условие прочности:
/>
Условие выполняется.
Промежуточный вал, шпонка16х10х60
Условие прочности:
/>/>
определяем рабочую длину шпонки:
/>
Определяем площадь смятия:
/>
проверяем условие прочности:
/>
Условие выполняется.Выбор сорта масла
Смазывание редуктора.
Способ смазывания.
Применяем непрерывное смазываниежидким маслом картерным непроточным способом (окунанием)
Выбор сорта масла.
Зависит от значения расчетногоконтактного напряжения и фактической окружной скорости колес. По таблицевыбираем масло индустриальное 4-Г-А-46
Определение уровня масла.
При окунании в масляную ваннуцилиндрического колеса:
/>
Контроль уровня масла.
Уровень масла, находящегося вкорпусе редуктора, контролируем круглым маслоуказателем.
Список литературы
1. Кудрявцев В.Н. «Курсовое проектирование деталей машин». — Л.: Машиностроение,1984.
2. Ануриев И.В. «Справочник конструктора — машиностроителя». — Л.: Машиностроение,1985.
3. Янсон А.А. «Расчет цилиндрических зубчатых передач» методическиеуказания к курсовому проекту по деталям машин для студентов всех специальностей.- Л.: 1991.
4. Янсон А.А. «Конструирование зубчатого редуктора» методические указания ккурсовому проекту. — Л.: 1985.