Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым цилиндрическим соосным редуктором

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ АНГАРСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ ТЕХНИЧЕСКАЯ АКАДЕМИЯ КАФЕДРА УАТ Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин ВАРИАНТ № 10.8

Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым цилиндрическим соосным редуктором Выполнил:

Студент группы МАХП-07−1

Седов А. Е.

Проверил:

преподаватель Муссакаев О.П.

Ангарск 2010

Содержание Техническое задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Расчет тихоходной ступени

2.2 Расчет быстроходной ступени

3. Предварительный расчет валов

4. Конструктивные размеры зубчатых колес

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Эскизная компоновка редуктора

7. Определение долговечности подшипников

8. Проверка прочности шпонок

9. Уточненный расчет промежуточного вала

10. Смазка редуктора

Техническое задание Привод к цепному конвейеру Исходные данные:

тяговое усилие на звездочках Кн;

окружная скорость м/с;

шаг цепи мм;

число зубьев звездочки .

Графическая часть:

Эскизная компоновка редуктора.

Общий вид привода.

Сборочный чертеж редуктора.

Деталирование сборочного чертежа — крышка редуктора, выходной вал, тихоходное колесо.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Мощность на приводном валу (на выходе):

кВт.

Общий КПД всего привода с учетом потерь в передачах и подшипниках (с. 5, табл. 1.1):

.

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт.

Частота вращения приводного вала:

об/мин.

Частота вращения на выходе также может быть найдена:

.

По каталогу (с. 390, табл. П5) выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый закрытый обдуваемый типа 90L4У3 с мощностью кВт, синхронной частотой вращения об/мин, диаметром конца вала ротора мм (с. 391, табл. П2).

Номинальная частота вращения

n = n — sn =1500−0,06*1500=1410 об/мин.

Общее передаточное отношение привода:

.

Разбивку по ступеням выполняем из условия. Для цилиндрических зубчатых передач рекомендуется принимать, для цепных передач. Выбираем из стандартного ряда (с. 36) равные значения передаточных отношений для быстроходной и тихоходной ступеней:

.

Передаточное отношение цепной передачи:

Если в схеме привода отсутствуют открытые передачи, то. В этом случае после разбивки передаточного отношения необходимо рассчитать его отклонение и проверить условие:

%%.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного вала:

об/мин;

рад/с;

об/мин;

рад/с;

об/мин;

рад/с;

об/мин;

рад/с.

Вращающие моменты на валах привода без учета потерь на трение:

Н· м;

Н· м;

Н· м;

Н· м.

2. Расчет зубчатых передач редуктора Принимаем для зубчатых колес материалы со средними механическими характеристиками (с. 34, табл. 3.3): для шестерен — сталь 45 улучшенную с твердостью 230, для колес — сталь 45 улучшенную с твердостью 200.

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

МПа.

Расчет зубчатых передач редуктора начинаем с более нагруженной тихоходной ступени.

2.1 Расчет тихоходной ступени Межосевое расстояние:

мм.

Принимаем по стандартному ряду (с. 36) ближайшее значение мм.

Нормальный модуль зацепления:

мм.

Принимаем по стандарту среднее значение (с. 36) мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев ° и определяем число зубьев шестерни:

.

Округляем до, тогда число зубьев колеса:

.

Уточняем значение угла наклона зубьев (°):

°.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

мм;

мм.

Проверяем межосевое расстояние:

мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

мм.

мм.

Ширина колеса и шестерни:

мм;

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес:

м/с.

При окружной скорости колес до 10 м/с назначают 8-ю степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки (с. 39, табл. 3.4, 3.5; с. 40, табл. 3.6):

.

Проверяем прочность зубьев по контактным напряжениям:

МПа < .

Окружная, радиальная и осевая силы, действующие в зацеплении:

Н;

Н;

Н.

Коэффициент нагрузки (с. 43, табл. 3.7, 3.8):

.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

;

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба (с. 42):

; .

Коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

.

Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:

МПа;

МПа.

Коэффициент запаса прочности (безопасности):

.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

Находим отношения для шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

Дальнейший расчет проводим для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше:

МПа << .

2.2 Расчет быстроходной ступени Для соосной схемы редуктора имеет место условие:

.

Нормальный модуль для быстроходной ступени с целью увеличения плавности и бесшумности передачи принимаем несколько меньшим, чем для тихоходной, но не менее 1,5:

.

Для несоосной схемы редуктора межосевое расстояние быстроходной ступени нужно пересчитать при и округлить до ближайшего стандартного (с. 36):

.

Нормальный модуль зацепления также пересчитывается и округляется по стандарту (с. 36):

.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев ° и определяем число зубьев шестерни:

Округляем до, тогда число зубьев колеса:

.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

мм;

мм.

Проверяем межосевое расстояние:

мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

мм;

мм.

Ширина колеса и шестерни:

мм;

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес:

м/с.

Для данной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки (с. 39, 40):

.

Проверяем прочность зубьев по контактным напряжениям:

МПа << .

Окружная, радиальная и осевая силы, действующие в зацеплении:

Н;

Н;

Н.

Коэффициент нагрузки (с. 43):

.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

;

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба (с. 42):

; .

Коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

.

Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:

МПа;

МПа.

Коэффициент запаса прочности (безопасности):

.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

Находим отношения для шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

Дальнейший расчет проводим для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше:

МПа << .

3. Предварительный расчет валов Диаметры валов определяем из расчета только на кручение. Диаметр выходного конца ведущего вала редуктора:

мм.

Так как ведущий вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать их диаметры:

мм.

Диаметр шейки вала под подшипником должен быть кратным 5. Принимаем диаметр вала под подшипниками мм, под шестерней мм.

На промежуточном валу редуктора определяем диаметр под колесами по пониженным допускаемым напряжениям:

мм.

Принимаем диаметр под колесом и шестерней мм, под подшипниками мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала редуктора:

мм.

Принимаем мм, диаметр под подшипниками мм, под колесом мм.

Диаметр выходного конца приводного вала:

мм.

Принимаем мм, диаметр под подшипниками мм, под звездочками мм.

4. Конструктивные размеры зубчатых колес Шестерни изготавливаются без ступиц.

Диаметр ступиц колес:

мм;

мм.

Принимаем мм, мм.

Длина ступиц колес:

мм.

Принимаем мм.

мм.

Длина ступицы ведущей звездочки:

мм.

Принимаем мм.

Толщина ободов колес:

мм;

мм;

Принимаем мм. мм.

Толщина дисков колес:

мм;

мм;

Принимаем мм.

мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки:

мм.

Исходя из условия мм, принимаем мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:

мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

мм.

Толщина ребер корпуса и крышки:

мм.

Принимаем мм.

Диаметр фундаментных болтов:

мм.

Принимаем болты с резьбой .

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу возле подшипников:

мм.

Принимаем болты .

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом:

мм.

Принимаем болты .

6. Эскизная компоновка редуктора привод зубчатый редуктор Предварительно намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии. Габариты выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника. Для ведущего и промежуточного валов при мм принимаем подшипник 306, для ведомого вала при мм принимаем подшипник 310 (с. 394, табл. П3).

Подбор подшипников Таблица 1

Ширина средней опоры для размещения подшипников ведущего и ведомого валов в соосном редукторе:

мм.

Для соединения валов электродвигателя и редуктора по и выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП, тип I, исполнение 1, с. 277, табл. 11.5).

Подбор муфты Таблица 2

Для соединения колес с валами выбираем шпонки призматические со скругленными торцами (с. 169, табл. 8.9). Сечение шпонки подбираем по посадочному диаметру. Длину ее принимаем по стандартному ряду меньше на 5ч10 мм длины ступицы.

Подбор шпонок Таблица 3

На промежуточном валу определяем замером расстояния: между серединой левой опоры и центром колеса мм; между серединой правой опоры и центром шестерни мм; между серединами опор мм.

7. Определение долговечности подшипников Реакции опор в плоскости :

; ;

Н;

; ;

Н.

Проверка:

; .

Реакции опор в плоскости :

; ;

Н;

; ;

Н.

Проверка:

; .

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Определяем долговечность наиболее нагруженного второго подшипника. На эту опору действуют радиальная реакция и внешняя осевая сила:

Н.

Находим отношение:

.

Ему соответствует (с. 212, табл. 9.18).

Определяем отношение:

.

Эквивалентная нагрузка (с. 212):

Н.

Ресурс работы подшипника:

млн. об.

Расчетная долговечность:

ч.

Полученное значение намного превышает минимально допустимую долговечность подшипника, составляющую ч.

8. Проверка прочности шпонок Условие прочности на смятие:

.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице МПа.

МПа < ;

МПа < .

На промежуточном валу проверяем шпонку только под колесом, так как ее длина меньше.

МПа < ;

МПа < ;

МПа < ;

Во всех случаях прочность обеспечена.

9. Уточненный расчет промежуточного вала Материал вала — сталь 45, термическая обработка — улучшение. При диаметре заготовки до 90 мм МПа (с. 34, табл. 3.3). Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по пульсирующему.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

МПа.

Концентрация напряжений на валу обусловлена наличием шпоночных пазов под колесом и шестерней. Изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

Н· мм;

Н· мм

Н· мм;

Н· мм.

Результирующие изгибающие моменты в сечениях А-А и Б-Б:

Н· мм.

Н· мм.

Определим коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Момент сопротивления сечения нетто при кручении:

мм3.

Момент сопротивления сечения нетто при изгибе:

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений кручения:

МПа.

Находим коэффициенты:; (с. 165, табл. 8.5);; (с. 166, табл. 8.8); .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Общий коэффициент запаса прочности:

.

10. Смазка редуктора Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Уровень масла должен обеспечить погружение колес на две высоты зуба. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания. Объем масляной ванны:

дм3.

Вязкость масла устанавливаем в зависимости от окружной скорости зубчатых колес (с. 253, табл. 10.8). В быстроходной ступени при м/с и МПа рекомендуемая вязкость масла 22*10 м2/с. В тихоходной ступени при м/с вязкость масла равна 34*10 м2/с.

Среднее значение вязкости масла составляет 28*10 м2/с. Для смазки редуктора выбираем масло индустриальное марки И-30А (табл. 10.10).