Расчёт двухступенчатого редуктора с открытой зубчатой передачей

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО РЫБОЛОВСТВУ ДАЛЬНЕВОСТОЧНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ РЫБОХОЗЯЙСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «ДМ и ТММ»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ДЕТАЛИ МАШИН

" Расчёт двухступенчатого редуктора с открытой зубчатой передачей"

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО РЫБОЛОВСТВУ ДАЛЬНЕВОСТОЧНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ РЫБОХОЗЯЙСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ на выполнение курсового проекта по дисциплине

" Детали машин"

Рисунок 1. Кинематическая схема: 1 — электродвигатель; 2 — муфта; 3 — редуктор цилиндрический; 4 — вал ведомый;

Исходные данные:

Тяговое усилие, передаваемое канатом на барабан Fб, т 7

Скорость выборки V, м/с. 0,5

Диаметр барабана Дб, м 0,5

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода Определим мощность на барабане

;

;

;

Общий КПД привода

Где — КПД ременной передачи;

— КПД колеса

— КПД зубчатой передачи

— КПД барабана

— КПД подшипников качения.

Требуемая мощность электродвигателя Тогда

.

Принимаем электродвигатель марки АОП282−6,

По таблице принимаем мощность двигателя Р = 40 кВт;

Номинальная частота вращения вала электродвигателя

Диаметр конца вала ротора dв = 60 мм

Номинальная угловая скорость двигателя Частота вращения барабана Общее передаточное отношение привода

Где

Кинематические параметры привода по валам:

быстроходный вал редуктора рад/с, об/мин промежуточный вал редуктора рад/с об/мин

тихоходный вал редуктора рад/с об/мин вал барабана рад/с об/мин Силовые параметры привода по валам:

Нм=394· 10³ Нмм, Нм=380· 10³ Нмм, Нм=1853· 10³ Нмм,

Нм=9034· 10³ Нмм,

Нм=17 618· 10³ Нмм.

Данные расчета сводим в таблице 1.1.

Таблица 1.1 Кинематические и силовые параметры привода по валам

2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

2.1 Расчет тихоходной ступени

2.1.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений С целью уменьшения габаритов передачи, принимаем материал с высокими механическими характеристиками [1, табл.10.2]: для шестерни сталь 20Х, термическая обработка — улучшение, закалка, цементация до средней твердости 55HRC_э; для колеса — сталь 20X, термическая обработка — поверхностная закалка ТВЧ до средней твердости 52HRC_.

Допускаемые контактные напряжения

где

— предел контактной выносливости при базовом числе циклов [1, табл. 10.3];

— коэффициент долговечности с учетом длительного срока Ресурс привода L_h=7500ч, Действительное число циклов нагружения:

для колеса N_HE2=60· n₂· L_h=60· 231.25·7500=104·10⁶ циклов, для шестерни N_HE1= N_HE2· i_Б =104· 10⁶ · 4=416·10⁶ циклов.

Число циклов нагружений, соответствующее пределу контактной выносливости,

N_HО1= 114· 10⁶ · 4=416·10⁶ циклов,

N_HО2= 87· 10⁶ · 4=416·10⁶ циклов, [1, табл.10.3] т. к. N_HE1> и N_HE2 N_HО1> N_HО2, то коэффициент долговечности К_HL=1.

Допускаемые контактные напряжения материала шестерни и колеса

МПа МПа Расчетные допускаемые контактные напряжения [1, табл. 10.2] (передача косозубая, но разность твердости материалов шестерни и колеса менее 70 HB)

МПа Требуемое условие выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба

где МПа МПа Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при несимметричном расположении колес [1, табл. 10. 5];

коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала [1, табл. 10.1].

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям мм, где

— для косозубых колес.

Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда мм Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес [1, табл.10.1]

мм, принимаем мм [1, табл.10.1].

Угол наклона зубьев должен находиться от 8° до 22°. Предварительно принимаем угол наклона зубьев 10°.

Число зубьев шестерни

принимаем z₁=16.

Число зубьев колеса

Фактическое значение

Угол наклона зубьев Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные мм, мм,

Проверка

мм, диаметры вершин зубьев мм, мм, диаметры впадин зубьев мм, мм, ширина колеса и шестерни мм, мм.

2.1.2 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям Коэффициент ширины шестерни по диаметру Окружная скорость колес

м/с При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл.10.7].

Коэффициент нагрузки

где

— коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10.9];

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями

— коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].

Прочность зубьев по контактным напряжениям

2.1.3 Силы в зацеплении Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

2.1.4 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе Коэффициент нагрузки

где

— коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10. 9];

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями

— коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 10. 10].

Эквивалентное число зубьев у шестерни

у колеса

Коэффициенты формы зуба [1, табл.10.8].

Коэффициент наклона зуба Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб Условие прочности выполнено.

2.2 Расчет быстроходной ступени

2.2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений С целью уменьшения габаритов передачи, принимаем материал с высокими механическими характеристиками [1, табл.10.2]: для шестерни сталь 20Х, термическая обработка — улучшение, закалка, цементация до средней твердости 55HRC_э; для колеса — сталь 20X, термическая обработка — поверхностная закалка ТВЧ до средней твердости 52HRC_.

2.2.2 Проектировочный расчет передачи Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при несимметричном расположении колёс Кнв=1,2 [1, табл.10.5].

Коэффициент ширины венца [1, табл.10.1].

Межосевое расстояние из условия соосности равно 200 мм, Нормальный модуль зацепления для быстроходной ступени выбираем немного меньше, чем в тихоходной Принимаем мм, Угол наклона зубьев должен находиться от 8° до 22° [1, табл.10.1]. Предварительно принимаем угол наклона зубьев = 10°.

Число зубьев шестерни принимаем z₃=22.

Число зубьев колеса

Фактическое значение :

Отклонения фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается ± 4,0%).

Угол наклона зубьев Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные мм, мм, Проверка

мм, диаметры вершин зубьев мм, мм,

диаметры впадин зубьев мм, мм, ширина колеса и шестерни мм, мм.

2.2.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям Коэффициент ширины шестерни по диаметру Окружная скорость колес м/с При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл.10.7].

Коэффициент нагрузки

где

— коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10.9];

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями

— коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].

Прочность зубьев по контактным напряжениям

2.2.4 Силы в зацеплении Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

2.2.5 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба Коэффициент нагрузки

где

— коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10. 9];

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[1, табл. 10. 11];

— коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 10. 10].

Эквивалентное число зубьев у шестерни

у колеса

Коэффициенты формы зуба [1, табл.10.8].

Коэффициент наклона зуба Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб Условие прочности выполнено.

2.3 Проектировочный расчет валов редуктора Материал валов принимаем сталь 45, термическая обработка — улучшение. Проектировочный расчет валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть, не учитываем напряжения от изгиба, влияние концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближенности проектировочного расчета, допускаемые напряжения принимаем заниженными: = 15…25 МПа.

2.3.1 Быстроходный вал Диаметр выходного конца ведущего при вала =25 МПа.

мм Принимаем диаметр выходного конца вала = 40 мм С учетом типоразмеров подшипников качения принимаем =45 мм.

Предполагаемый диаметр вала под шестерней = 50 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.3.2 Промежуточный вал Диаметр вала под колесом мм.

Принимаем из стандартного ряда [1, табл. 14.1] 70 мм.

С учетом типоразмеров подшипников качения принимаем мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.3.3 Тихоходный вал Диаметр выходного конца вала мм,

где МПа с учетом влияния консольной нагрузки от натяжения цепи.

Принимаем из стандартного ряда [1, табл.14.1] мм. С учетом типоразмеров подшипников и необходимости на валу буртика определенной высоты [1, табл. 14.1] для упора ступицы ведущей звездочки при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками 125 мм, а диаметр вала под колесом 130 мм. Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.4 Проектировочный расчет шпоночных соединений Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок принимаем по ГОСТ 23 360–78. Материал шпонок — сталь 45, термическая обработка — нормализация. Рабочая длина шпонки из условия прочности

где

Tвращающий момент на валу;

dдиаметр цапфы вала в месте шпоночного соединения;

h, t₁, b — геометрические размеры шпоночного соединения согласно стандарта.

Допускаемые напряжения смятия неподвижных шпоночных соединений при циклическом нагружении и стальной ступице = 100… 150 МПа, а при чугунной ступице = 80… 100 МПа [ 1, табл.7.6].

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала, сопряжение «валполумуфта». мм; мм; мм [1, табл.7.1]; длина полумуфты 1_м =58 мм, материал полумуфты — чугун марки СЧ20 [1, табл. 16.1].

Рабочая длина шпонки мм.

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)

мм.

Принимаем шпонку длиной l_ш = 90 мм (Шпонка 10×8×60 ГОСТ 23 360–78).

Промежуточный вал.

Шпонка под колесом, сопряжение «вал — ступица зубчатого колеса». мм; мм; мм [1, табл.7.1];

Рабочая длина шпонки мм.

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)

мм.

С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной l_ш = 60 мм (Шпонка 20×12×110 ГОСТ 23 360–78).

Тихоходный вал.

Шпонка на выходном конце вала, сопряжение «вал — ступица звездочки». мм;

мм; мм [1, табл.7.1];

Рабочая длина шпонки мм.

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)

мм.

Принимаем шпонку длиной l_ш = 280 мм (Шпонка 32×18×280 ГОСТ 23 360–78).

2.5 Конструктивные размеры зубчатых колес Геометрические параметры шестерни и колеса быстроходной ступени:

шестерни = 40 мм; =45 мм; = 50 мм;

шестерню изготавливаем без ступицы;

колеса:

70 мм; мм.

ступицы мм, длина ступицы мм, учитывая ширину венца колеса (см. п. 2.2. 2) и длину шпонки (см. п. 2.4), принимаем l_ст = 100 мм, толщина обода мм, принимаем 10 мм, толщина диска мм, диаметр центровой окружности мм диаметр отверстий мм диаметр ступицы мм, длина ступицы мм, учитывая ширину венца колеса (см. п. 2.2. 2) и длину шпонки (см. п. 2.4), принимаем l_ст = 110 мм.

Геометрические параметры колеса тихоходной ступени:

диаметр ступицы мм, длина ступицы мм, учитывая ширину венца колеса (см. п. 3.1. 2) и длину шпонки (см. п. 2.4), принимаем l_ст = 160 мм, толщина обода мм, принимаем 15 мм, толщина диска мм, диаметр центровой окружности мм

диаметр отверстий мм

2.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки [1, табл. 17.1]

мм, мм, принимаем мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки нижнего пояса корпуса без бобышек Диаметры болтов:

фундаментных принимаем болты с резьбой M 20 [1, табл. 6. 13],

крепящих крышку к корпусу у подшипника принимаем болты с резьбой M 16,

соединяющих крышку с корпусом принимаем болты с резьбой M 12.

электродвигатель вал редуктор подшипник

2.7 Эскизная компоновка редуктора В соответствии с рекомендациями [1, табл.15.14 и 2, с.28] для опор валов редуктора назначаем шариковые радиальные подшипники. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников =45 мм, = 65 мм и =120 мм (см. п. 3.3). Параметры подшипников согласно ГОСТ 8338–75 [1, табл.15.1] приведены в табл.1.2.

В соответствии с рекомендациями [2, с. 149] смазывание подшипников осуществляем маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, так как окружная скорость колеса быстроходной ступени v >1 м/с Таблица 1.2 Параметры подшипников

Устанавливаем расстояние между точками приложения реакций опор валов и силами в зацеплении зубчатых колес: =130 мм, = 238 мм, l₃ = 386 мм, с₁= с₂ = 65 мм, с₃ =80 мм, с₄= 130 мм;

2.8 Проверочный расчет подшипников

2.8.1 Опоры быстроходного вала Из предыдущих расчетов:

d₁=45,0 мм;

l₂=154мм, c₁ =80мм, c₂=75мм Нагрузка на вал от муфты [1,табл.16.3]

Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении (рис. 1.3, б):

в плоскости xz

проверка:

в плоскости yz

проверка:

Рис. 1.З. Расчетная схема и эпюры силовых факторов быстроходного вала редуктора

Суммарные реакции опор:

Эквивалентная нагрузка в которой (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1,3 [1, табл.15.11]; К_T = 1,0 [1, табл. 15.12].

Отношение этой величине соответствует e = 0,23

Рассмотрим подшипник опоры

1. поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,56, Y= 1,92 [1, табл. 15.9].

Рассмотрим подшипник опоры

2. поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,56, Y= 1,92 [1, табл. 15.9].

Так как Р_Э1> Р_Э2, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 1

млн.об.

Расчетная долговечность в часах ч

что больше минимальной долговечности

(L_h = 10 000 ч) подшипников для зубчатых редукторов по ГОСТ 16 162–93

2.9 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны равен 2,75 литра. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания. Используемое масло марки И-100А.

Библиография

Курсовое проектирование деталей машин. С. А. Чернавский, издательство «Машиностроение «, 1980 г.

Справочник технолога. И. С. Блинов. Москва «Транспорт « 1975 г.

Справочник по инженерной графике. А. В. Потишко. Киев Справочник конструктора машиностроителя. В. И. Анурьев. Москва