Реферат: Расчеты двухступенчатого, цилиндрического, косозубого редуктора

МИНИСТЕРСТВООБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

СУМСКОЙГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ОСНОВПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯЗАПИСКА

на тему:

«Расчетыдвухступенчатого,

цилиндрического,косозубого редуктора»

080402КП-09.000.00

Выполнил 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

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 < S4, тогда Fa4=S4+Fa=1915+869=2284H.

/>, 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 < S6, тогда Fa4=1336H, Fa5=1637H,

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)