Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Проект привода двухступенчатого косозубого цилиндрического редуктора

Проект привода двухступенчатого косозубого цилиндрического редуктора

Кинематический и энергетический расчет привода двухступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя, определение параметров валов. Конструирование элементов редуктора. Определение реакций опор. Расчет подшипников, шпоночного соединения.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 14.11.2017
Размер файла 945,2 K
рефераты на заказ со скидкой

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.Allbest.ru/

ОГЛАВЛЕНИЕ

  • Введение
  • 1. Кинематический и энергетический расчет привода
    • 1.1 Выбор электродвигателя
    • 1.2 Определение параметров валов
  • 2. Расчет передач
    • 2.1 Расчет тихоходной цилиндрической передачи
      • 2.1.1 Выбор материала и термообработки
      • 2.1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
      • 2.1.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба
      • 2.1.4 Определение основных геометрических параметров передачи
      • 2.1.5 Проверка прочности при изгибе
      • 2.1.6 Проверка контактной прочности
      • 2.1.7 Силы, действующие в зацеплении
      • 2.1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
    • 2.2 Расчет быстроходной цилиндрической передачи
      • 2.2.1 Выбор материала и термообработки
      • 2.2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
      • 2.2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба
      • 2.2.4 Определение основных геометрических параметров передачи
      • 2.2.5 Проверка прочности при изгибе
      • 2.2.6 Проверка контактной прочности
      • 2.2.7 Силы, действующие в зацеплении
  • 3. Конструирование элементов редуктора
    • 3.1 Проектный расчет валов
      • 3.1.1 Входной вал редуктора
      • 3.1.2 Промежуточный вал редуктора
      • 3.1.3 Выходной вал редуктора
    • 3.2 Выбор подшипников
    • 3.3 Конструирование шестерен и колес косозубых цилиндрических передач
    • 3.4 Конструирование элементов корпуса редуктора
  • 4 Определение реакций опор и построение эпюр
    • 4.1 Входной вал
      • 4.1.1 Исходные данные
      • 4.1.2 Определение реакций опор
      • 4.1.3 Построение эпюр
      • 4.1.4 Суммарные реакции и изгибающие моменты
    • 4.2 Промежуточный вал
      • 4.2.1 Исходные данные
      • 4.2.2 Определение реакций опор
      • 4.2.3 Построение эпюр
      • 4.2.4 Суммарные реакции и изгибающие моменты
    • 4.3 Выходной вал
      • 4.3.1 Исходные данные:
      • 4.3.2 Определение реакций опор
      • 4.3.3 Построение эпюр
      • 4.3.4 Суммарные реакции и изгибающие моменты
  • 5 Проверка прочности шпоночного соединения
  • 6 Проверочный расчет валов на сопротивление усталости
    • 6.1 Проверочный расчет входного вала
    • 6.2 Проверочный расчет промежуточного вала
    • 6.3 Проверочный расчет выходного вала
  • 7. Расчет подшипников
    • 7.1 Проверка подшипников входного вала
    • 7.2 Проверка подшипников промежуточного вала
    • 7.3 Проверка подшипников выходного вала
  • Список используемой литературы
  • ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:
  • Окружное усилие на баране кН
  • Скорость ленты
  • Диаметр барабана
  • Ширина ленты
  • Высота оси барабана
  • Срок службы L = 5 лет
  • Коэффициент годовой работы
  • Коэффициент суточной работы

Размещено на http://www.Allbest.ru/

  • I - вал электродвигателя
  • II - входной вал редуктора
  • III - промежуточный вал редуктора
  • IV ?выходной вал редуктора
  • V - вал барана

Введение

Широкое применение приводов рабочих машин обусловлено необходимостью понижения частоты вращения вала электродвигателя, которая довольно высока, и повышение крутящего момента на валах, а, следовательно, и передаваемого усилия.

Основным элементом привода, выполняющим эту функцию, является механическая передача ? механизм, предназначенный для согласования режима работы двигателя с режимом работы исполнительных органов.

Редукторами называют механические передачи, установленные в закрытом корпусе и выполненные как самостоятельные изделия. В механических приводах чаще всего применяются зубчатые или червячные редукторы. В зависимости от типа зубчатых колес, редукторы подразделяют на цилиндрические и конические, в зависимости от числа ступеней бывают одноступенчатые, двухступенчатые и трехступенчатые редукторы. В редукторе могут использоваться передачи разного типа, например, коническо-цилиндрический редуктор, червячно-цилиндрический редуктор и т.п. Двухступенчатые цилиндрические редукторы, в зависимости от расположения колес, подразделяются на редукторы, выполненные по развернутой схеме, соосные и с раздвоенной быстроходной ступенью. Зубчатые передачи характеризуются высоким КПД, способностью передавать большие мощности и работать при высоких скоростях, они компактны и имеют постоянное передаточное отношение.

В данном приводе используется двухступенчатый цилиндрический соосный редуктор. Основным преимуществом такого редуктора является компактность, так как входной и выходной вал находятся на одной оси, и более равномерное распределение нагрузки по зубьям, вслежствие симметричного расположения колес относительно опор. Недостатком соосных редукторв является недонагруженность быстроходной ступению

Основным элементом редуктора является косозубая цилиндрическая передача, обеспечивающая более высокую нагрузочную способность и плавность работы по сравнению с прямозубой. Входной вал выполнен как одно целое с быстроходной шестерней, входящей в зацепление с колесом, установленным на выходном валу редуктора с помощью шпоночного соединения. Вращающий момент с вала электродвигателя на входной вал редуктора передается через клиноременную передачу. Вращающий момент с выходного вала редуктора на рабочий вал барабана передается с помощью открытой цепной передачи.

1. Кинематический и энергетический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Потребная мощность электродвигателя:

,

где - общий КПД привода:

,

где - КПД ременной передачи, принимаем ([5], табл.1.1)

- КПД зубчатой передачи, принимаем ;

- КПД цепной передачи, принимаем ([5], табл.1.1)

- КПД подшипников, принимаем , ([5], табл.1.1);

.

кВт.

Частота вращения барабана:

,

.

Предварительная частота вращения двигателя:

,

где ? предварительное передаточное отношение привода:

,

где - передаточное отношение ременной передачи,

? передаточное отношение быстроходной ступени редуктора,

- передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

? передаточное отношение цепной передачи, принимаем

В соответствии с ГОСТ 2195-66 принимаем передаточное отношение редуктора равным .

Ориентировочно принимаем , ([5], табл.1.2).

;

мин-1.

По ГОСТ Р51689-2000 выбираем двигатель серии АИР132М2, мощность Р = 11 кВт, синхронная частота вращения мин-1, коэффициент скольжения, = 2,2, диаметр вала длина выходного конца вала мм.

Номинальная частота вращения ротора электродвигателя:

,

где ? синхронная частота вращения,

? коэффициент скольжения:

.

Действительное передаточное отношение привода:

,

.

Передаточное число тихоходной ступени редуктора ([5], 1.3):

По ГОСТ 2195-66 принимаем стандартное значение .

Передаточное число быстроходной ступени редуктора:

Уточняем передаточное число цепной передачи:

,

.

1.2 Определение параметров валов

Мощности на валах:

вал электродвигателя

кВт,

входной вал редуктора

кВт,

промежуточный вал редуктора

кВт,

выходной вал редуктора

кВт,

рабочий вал

кВт

Частота вращения валов:

вала электродвигателя

мин-1,

входного вала редуктора

мин-1,

промежуточного вала редуктора

мин-1,

выходного вала редуктора

рабочего вала

мин-1

Вращающие моменты на валах редуктора.

на валу электродвигателя

Нм;

на входном валу редуктора

Нм,

на промежуточном валу редуктора

Нм,

на выходном валу редуктора

Нм,

на валу рабочей машины

Нм.

Таблица 1

Вал

P, кВт

n, мин-1

T,Н·м

u

I

11

2910

36,1

2

4,5

4

2,12

0,9504

0,95

0,9207

II

10,45

1455

68,6

III

10,14

323,3

299,5

IV

9,9

80,8

1173

V

9,1

38,2

2289,5

2. Расчет передач

2.1 Расчет тихоходной цилиндрической передачи

Исходные данные:

Мощность на лошади с хуями P1 = 10,14 Вт,

частота вращения ведущего вала n1 = 323,3 мин -1,

передаточное отношениеu = 4,

крутящий момент на входном валу Нм,

крутящий момент на выходном валу Нм.

2.1.1 Выбор материала и термообработки

Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543?86 , термообработка улучшение 230...260 HB:

твердость шестерни HB1 = 255HRC

предел прочности B1 = 1000 МПа,

предел текучести T1 = 800 МПа,

для колеса - улучшение 230...260 HB:

твердость колеса HB2 = 245HB

предел прочности B2 = 850 МПа,

предел текучести T2 = 550 МПа.

2.1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

,

где ? предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

? коэффициент долговечности;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, принимаем ZR = 0,95;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость, принимаем

Предел контактной выносливости):

шестерни

МПа,

колеса

,

МПа,

Коэффициент безопасности:

Базовое число менструальных циклов:

для шестерни при твердости

HB1 = 275HRC циклов,

для колеса при твердости

HB2 = 245HB циклов.

Суммарное число циклов:

,

где t - срок службы передачи, примем

часов.

для шестерни

циклов.

для колеса

циклов.

Коэффициент, учитывающий режим работы:

,

где , - частота вращения, время работы и вращающий момент на ступени нагружения;

- наибольший длительно действующий момент;

- относительное время работы на ступени нагружения;

- суммарное время работы.;

Эквивалентное число циклов:

шестерни

циклов,

колеса

циклов,

Коэффициент долговечности:

Шестерни

,

колеса спицы

,

принимаем ,

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для косорылых цилиндрических передач:

,

МПа.

Применяем МПа.

2.1.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба:

,

где ? предел выносливости при изгибе:

;

,

? коэффициент безопасности, ;

? коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки, для нереверсивной передачи принимаем ;

? коэффициент долговечности:

,

где ? базовое число циклов, циклов,

? эквивалентное число циклов:

,

где ? коэффициент, учитывающий режим работы:

,

;

циклов,

циклов,

для шестерни

,

принимаем ,

колеса

,

принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа,

2.1.4 Определение основных геометрических параметров передачи

Коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния 0,4 (симметричное расположение редуктора, HB1 <350HB, HB2 < 350HB).

Коэффициент ширины относительно диаметра шестерни:

Коэффициент концентрации нагрузки = 1,05.

Межосевое расстояние:

,

где ? коэффициент для косозубых передач,

мм

По ГОСТ 2185-66 принимаем aw = 225 мм

Модуль зубьев:

,

где ? коэффициент ширины колеса относительно модуля, = 25;

По ГОСТ 9563?80 принимаем стандартный нормальный модуль .

Так как , принимаем углом наклона зубьев = 10°.

Суммарное число зубьев:

,

Число зубьев шестерни:

,

.

Число зубъев колеса:

,

.

Уточняем угол наклона зуба по межосевому расстоянию:

,

Делительные диаметры:

шестерни

мм,

колеса

мм

Проверка межосевого расстояния:

,

Диаметры вершин:

Шестерни

мм;

Колеса

мм

Диаметры впадин:

,

Шестерни

мм

Колеса

мм

Ширина колеса:

мм

Окружная скорость:

,

м/с.

Назначаем степень точности 9.

2.1.5 Проверка прочности при изгибе

Условие прочности при проверке на выносливость по напряжениям изгиба:

,

Где ? коэффициент формы зубьев, зависящий от эквивалентного числа зубьев:

для шестерни

,

для колеса

.

YF 1 = 4, YF 2 = 3,73;

коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности, вследствие наклона контактной линии:

;

? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

,

где ? коэффициент торцевого перекрытия:

,

,

? степень точности, = 9;

? коэффициент неравномерности распределения нагрузки, принимаем ([2], рис.12.18);

? коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку:

,

Где ?коэффициент вида зубчатой передачи, принимаем = 0,006;

Напряжения изгиба:

МПа,

Так как < F1 = 252 МПа, выносливость при изгибе обеспечена.

2.1.6 Проверка контактной прочности

Условие контактной прочности:

,

где - коэффициент формы сопряженных поверхностей в полюсе зацепления:

,

где ? угол зацепления,

;

? коэффициент, учитывающий механические свойства материала, для стальных колес принимаем ;

? коэффициент суммарной длины контактных линий сопряженных зубьев:

,

;

KH - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при степени точности 9 и м/c принимаем ([2], рис.1,6);

- коэффициент динамической нагрузки:

,

где? коэффициент вида зубчатой передачи, принимаем = 0,002;

? коэффициент разности шагов, принимаем

Контактные напряжения:

,

Так как H = 426,1 МПа < H = 443 МПа, контактная прочность достаточна.

2.1.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:

,

Н

Осевая сила:

Н,

Радиальная сила:

Н.

2.1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

,

Где ? предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

? коэффициент долговечности;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, принимаем ZR = 0,95;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость, принимаем

Предел контактной выносливости):

шестерни

МПа,

колеса

,

МПа,

Коэффициент безопасности:

Базовое число циклов:

для шестерни при твердости HB1 = 275HRC циклов,

для колеса при твердости HB2 = 245HB циклов.

Суммарное число циклов:

,

где t - срок службы передачи, примем

часов.

для шестерни

циклов.

для колеса

циклов.

Коэффициент, учитывающий режим работы:

,

где , - частота вращения, время работы и вращающий момент на ступени нагружения;

- наибольший длительно действующий момент;

- относительное время работы на ступени нагружения;

- суммарное время работы.;

.

Эквивалентное число циклов:

шестерни

циклов,

колеса

циклов,

Коэффициент долговечности:

Шестерни

,

колеса

,

принимаем ,

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для косозубых цилиндрических передач:

,

МПа.

Применяем МПа

2.2 Расчет быстроходной цилиндрической передачи

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу P1 = 10,45 Вт,

частота вращения ведущего вала n1 = 1455 мин -1,

передаточное отношение u = 4,5

крутящий момент на входном валу Нм,

крутящий момент на выходном валу Нм

2.2.1 Выбор материала и термообработки

Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь

Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543?86 , термообработка улучшение 230...260 HB:

твердость шестерни HB1 = 255HRC

предел прочности B1 = 1000 МПа,

предел текучести T1 = 800 МПа,

для колеса - улучшение 230...260 HB:

твердость колеса HB2 = 245HB

предел прочности B2 = 850 МПа,

предел текучести T2 = 550 МПа.

2.2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

,

Где ? предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

? коэффициент долговечности;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, принимаем ZR = 0,95;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость, принимаем .

Предел контактной выносливости):

шестерни

МПа,

колеса

,

МПа,

Коэффициент безопасности:

Базовое число циклов:

для шестерни при твердости HB1 = 275HRC циклов,

для колеса при твердости HB2 = 245HB циклов.

Суммарное число циклов:

,

для шестерни

циклов

для колеса

циклов

Эквивалентное число циклов:

шестерни

циклов,

колеса

циклов,

Коэффициент долговечности:

Шестерни

,

колеса

,

принимаем ,

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для косозубых цилиндрических передач:

,

МПа

Применяем МПа

2.2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба:

,

где ? предел выносливости при изгибе:

;

,

? коэффициент безопасности, ;

? коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки, для нереверсивной передачи принимаем ;

? коэффициент долговечности:

,

где ? базовое число циклов, циклов,

? эквивалентное число циклов:

,

где ? коэффициент, учитывающий режим работы.

циклов,

циклов,

для шестерни

,

принимаем ,

колеса

,

принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа,

2.2.4 Определение основных геометрических параметров передачи

Коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния 0,2 (для быстроходной ступени соосного редуктора при HB1 <350HB, HB2 < 350HB).

Коэффициент ширины относительно диаметра шестерни:

Коэффициент концентрации нагрузки = 1,03.

Межосевое расстояние принимаем aw = 225мм.

Модуль зубьев:

,

где ? коэффициент ширины колеса относительно модуля, = 25;

По ГОСТ 9563?80 принимаем стандартный нормальный модуль .

Так как , принимаем углом наклона зубьев = 10°.

Суммарное число зубьев:

,

.

Число зубьев шестерни:

,

.

Число зубьев колеса:

,

.

Уточняем угол наклона зуба по межосевому расстоянию:

,

.

Делительные диаметры:

шестерни

мм,

колеса

мм

Проверка межосевого расстояния:

,

Диаметры вершин:

шестерни мм;

колеса мм

Диаметры впадин:

,

Шестерни

мм

Колеса

мм

Ширина колеса:

мм.

Окружная скорость:

,

м/с.

Назначаем степень точности 8.

2.2.5 Проверка прочности при изгибе

Условие прочности при проверке на выносливость по напряжениям изгиба:

,

Где ? коэффициент формы зубьев, зависящий от эквивалентного числа зубьев:

для шестерни

,

для колеса

YF 1 = 3,75, YF 2 = 3,6;

коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности, вследствие наклона контактной линии:

;

? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

,

где ? коэффициент торцевого перекрытия:

,

,

? степень точности, = 9;

? коэффициент неравномерности распределения нагрузки, принимаем ([2], рис. 12.18);

? коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку:

,

Где ?коэффициент вида зубчатой передачи, принимаем = 0,006;

Напряжения изгиба:

МПа

Так как < F1 = 252 МПа, выносливость при изгибе обеспечена.

2.2.6 Проверка контактной прочности

Условие контактной прочности:

,

Где - коэффициент формы сопряженных поверхностей в полюсе зацепления:

,

где ? угол зацепления,

;

? коэффициент, учитывающий механические свойства материала, для стальных колес принимаем ;

? коэффициент суммарной длины контактных линий сопряженных зубьев:

,

;

KH - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при степени точности 8 и м/c принимаем ([2], рис.1,6); - коэффициент динамической нагрузки:

,

где? коэффициент вида зубчатой передачи, принимаем = 0,002;

? коэффициент разности шагов, принимаем

Контактные напряжения:

,

Так как H = 302,8 МПа < H = 443 МПа, контактная прочность достаточна.

2.2.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:

,

Н.

Осевая сила:

Н,

Радиальная сила:

Н.

3. Конструирование элементов редуктора

3.1 Проектный расчет валов

Ориентировочно диаметр вала определяем из условия прочности при кручении в случае понижения допускаемых напряжений.

,

где T- крутящий момент на валу,

- допускаемые напряжения на кручение материала вала, принимаем .

3.1.1 Входной вал редуктора

Рисунок 3.1 Входной вал

Диаметр выходного конца вала:

мм

Принимаем диаметр выходного конца вала мм

Диаметр вала под подшипник мм

Диаметр свободного участка мм

привод редуктор электродвигатель вал подшипник

3.1.2 Промежуточный вал редуктора

Рисунок 3.2 Промежуточный вал

Средний диаметр вала:

мм

Исходя из того, что вал выполнен в виде вала-шестерни, а диаметр впадин шестерни 76,8 мм, назначаем:

Диаметр вала в месте установки подшипника мм.

Диаметр вала под колесо мм.

Диаметр упора 55 мм.

3.1.3 Выходной вал редуктора

Рисунок 3.2 Выходной вал

Средний диаметр вала:

мм

Принимаем диаметр выходного конца вала мм

Диаметр вала в месте установки подшипника мм

Диаметр вала под цилиндрическое косозубое колесо мм

Диаметр буртика мм

3.2 Выбор подшипников

Входной вал редуктора устанавливаем в шариковых радиально-упорных подшипниках 46207 ГОСТ 831-87:

диаметр внутреннего кольца подшипника мм;

диаметр наружного кольца подшипника мм;

ширина подшипника мм;

динамическая грузоподъемность Н;

статическая грузоподъемность Н

Промежуточный вал редуктора устанавливаем в шариковых радиально-упорных подшипниках 46209 ГОСТ 831-87:

диаметр внутреннего кольца подшипника мм;

диаметр наружного кольца подшипника мм;

ширина подшипника мм;

динамическая грузоподъемность Н;

статическая грузоподъемность Н

Выходной вал редуктора устанавливаем в шариковых радиальных подшипниках 36214 ГОСТ 831-87:

диаметр внутреннего кольца подшипника мм;

диаметр наружного кольца подшипника мм;

ширина подшипника мм;

динамическая грузоподъемность Н;

статическая грузоподъемность Н.

3.3 Конструирование шестерен и колес косозубых цилиндрических передач

Шестерни выполняем в виде вала-шестерни. Для лучшей приработки ширина шестерни:

Колеса насажены на вал, закрепляется с помощью шпонки и распорного кольца.

Рисунок 3.4 Конструирование цилиндрического колеса

Быстроходная ступень

Делительные диаметры:

шестернимм,

колеса мм.

Диаметр вершин:

шестернимм;

колесамм.

Диаметр впадин:

шестернимм.

колесамм.

ширина колеса = 45 мм,

ширина шестерни = 50 мм,

длина ступицы колеса мм,

посадочный диаметрмм ,

диаметр ступицымм,

ширина торцов центра колеса = 8 мм,

толщина диска c 0,3b = 12 мм.

Тихоходная ступень

Делительные диаметры:

шестернимм,

колеса мм.

Диаметр вершин:

шестернимм;

колесамм.

Диаметр впадин:

шестернимм.

колесамм.

ширина колеса = 90 мм,

ширина шестерни = 94 мм,

длина ступицы колеса мм,

посадочный диаметрмм ,

диаметр ступицымм,

ширина торцов центра колеса = 16 мм,

толщина диска c 0,3b = 26 мм.

3.4 Конструирование элементов корпуса редуктора

Таблица 3.1

Основные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора:

д = 0,025awt + 3

10 мм

Толщина стенки крышки редуктора:

д1 = 0,02 awt + 3

8 мм

Толщина верхнего фланца корпуса

s = (1,5...1,75) д

16 мм

Толщина нижнего фланца корпуса

s2 = 2,35 д

24 мм

Толщина фланца крышки редуктора

s1 = (1,5...1,75) д1

12 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1 = (0,03…0,36) awt +12

М20

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек

d2 = (0,7…0,75) d1

М16

Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки

d3 = (0,5...0,6) d1

М10

Толщина ребер корпуса

с1 = (0,8...1) d1

18 мм

Минимальный зазор между колесом и корпусом

b = 1,2д

12 мм

Расстояние от внутренней стенки редуктора до вращающейся детали

е1 = (1,0...1,2)д

10 мм

Расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора

е

8 мм

Наименьший зазор между внутренней стенкой крышки редуктора и торцом колеса

b? 1,2д

10 мм

Расстояние от окружности вершин наибольшего колеса до днища

b0 = (5...10)m,

40 мм

Толщина крышки подшипника

в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника

6/6/7 мм

Диаметр болтов крышек подшипников

8/8/10 мм

Число болтов крышек подшипников

4/4/6

Рисунок 3.5 Компоновочный чертеж редуктора

4. Определение реакций опор и построение эпюр

4.1 Входной вал

4.1.1 Исходные данные

Окружная сила в зацеплении Н

Осевая сила в зацеплении Н

Радиальная сила в зацеплении

Крутящий момент на валуНм,

Силой, действующей на вал от ременной передачи, пренебрегаем

Схема нагружения и расстояние между опорами показаны на рисунке 4.1.

Для удобства располааем сила так, как показано на рисунке 4.1

Расстояние между серединой шестерни и опорой

Расстояние между опорой и концом вала

4.1.2 Определение реакций опор

Вертикальная плоскость:

Под действием осевой силы возникает изгибающий момент

; Нм.

Реакции в опорах:

Н

Н

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Н

Н

Проверка:

4.1.3 Построение эпюр

Определяем величины и строим эпюры изгибающий моментов (рис. 4.1). Вал работает на изгиб с кручением, поэтому отдельно строим эпюры на изгиб и на кручение, причем изгиб в двух плоскостях.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

моменты на опорах А и В равны нулю,

максимальный изгибающий момент в сечении I-I на шестерне равен:

;

;

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

изгибающий момент в сечении I-I на шестерне равен

.

Кроме изгибающих моментов вал испытывает деформации кручения Нм.

Рисунок 4.1. Входной вал

Выполняем расчет для опоры А как более нагруженной

4.1.4 Суммарные реакции и изгибающие моменты

Суммарные реакции:

,

На опоре А

Н

На опоре В

H.

Суммарный изгибающий момент:

,

,

Кроме изгибающих моментов вал испытывает деформации кручения Нм.

4.2 Промежуточный вал

4.2.1 Исходные данные

Силы в зацеплении быстроходной конической передачи:

окружная сила Н,

осевая сила Н,

радиальная сила Н

Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической передачи:

окружная сила Н,

осевая сила Н,

радиальная сила Н

Момент на валу Н

Расстояние между опорами (уточняем по выполнении компоновки редуктора) показаны на рисунке 4.2

Валы работают на изгиб с кручением, причем изгиб в двух плоскостях. Строим эпюры изгибающих моментов отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскости.

Материал вала сталь 40Х ГОСТ 4543?86 , предел прочности B1 = 1000 МПа, предел текучести T1 = 800 МПа,

4.2.2 Определение реакций опор

Вертикальная плоскость:

Под действием осевой силы возникает изгибающий момент

Нм

Нм

Реакции в опорах:

Н

Н

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Н

Н

Проверка:

= 0

4.2.3 Построение эпюр

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

моменты на опорах равны нулю,

максимальный изгибающий момент в сечении I-I под быстроходным колесом равен:

;

максимальный изгибающий момент в сечении II-II под тихоходной шестерней равен:

.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

изгибающий момент в сечении I-I под быстроходным колесом равен

.

изгибающий момент в сечении II-II под тихоходной шестерней равен

.

4.2.4 Суммарные реакции и изгибающие моменты

Радиальная нагрузка на подшипник:

На опоре А:

Н.

На опоре В:

Н.

Суммарный изгибающий момент:

,

,

,

.

Рисунок 4.2

4.3 Выходной вал

4.3.1 Исходные данные:

Силы в зацеплении:

окружная силаН.

осеваясилаН,

радиальная сила Н

Крутящий момент на валуНм.

Окружным усилием на звездочкепренебрегаем.

4.3.2 Определение реакций опор

Вертикальная плоскость:

Под действием осевой силы возникает изгибающий момент

Нм

Реакции в опорах:

Н

Н.

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Н

Н

Проверка: .

Рисунок 4.3 Выходной вал

4.3.3 Построение эпюр

Определяем величины и строим эпюры изгибающий моментов (рис. 7.1). Вал работает на изгиб с кручением, поэтому отдельно строим эпюры на изгиб и на кручение, причем изгиб в двух плоскостях.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

моменты на опорах А и В равны нулю,

максимальный изгибающий момент в сечении I-I на шестерне равен:

;

;

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

изгибающий момент в сечении I-I на шестерне равен

.

Кроме изгибающих моментов вал испытывает деформации кручения Нм.

4.3.4 Суммарные реакции и изгибающие моменты

Радиальная нагрузка на подшипник:

На опоре А:

Н

На опоре В:

Н

Суммарный изгибающий момент:

,

,

5. Проверка прочности шпоночного соединения

Для изготовления шпонок принимаем нормализированную сталь 45.

Условие прочности шпонок на смятие

,

Где ? допускаемые напряжения на смятие, принимаем

;

? передаваемый вращающий момент, Н•мм;

? диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

? высота шпонки, мм;

? глубина посадки шпонки в вал, мм;

? рабочая длина шпонки, мм

? ширина шпонки.

Шпонки выбираются по ГОСТ 23360?82 в зависимости от диаметра вала.

Для диаметра входного вала редуктора равного выбираем шпонку ГОСТ 23360?82, глубина паза мм.

Напряжения смятия, МПа

.

Так как < , прочность шпоночного соединения достаточна.

Для диаметра промежуточного вала редуктора в месте посадки зубчатого колеса, равного выбираем шпонку ГОСТ 23360?82, глубина паза мм.

Напряжения смятия, МПа

.

Так как < , прочность шпоночного соединения достаточна.

Для диаметра выходного вала редуктора в месте посадки зубчатого колеса, равного выбираем шпонку ГОСТ 23360?82, глубина паза мм.

Напряжения смятия, МПа

.

Так как < , прочность шпоночного соединения достаточна.

Для диаметра выходного вала редуктора в месте посадки звездочки цепной передачи, равного выбираем шпонку ГОСТ 23360?82, глубина паза мм.

Напряжения смятия, МПа

.

Так как < , прочность шпоночного соединения достаточна.

6. Проверочный расчет валов на сопротивление усталости

Запас сопротивления усталости:

,

где - запас сопротивления усталости по изгибу,

- запас сопротивления усталости по кручению,

Где - предел выносливости при изгибе;

МПа - предел выносливости при кручении:

- амплитуда циклов напряжений при изгибе (переменная составляющая цикла),

,

- среднее напряжение цикла (постоянная составляющая цикла),

,

- амплитуда циклов напряжений при кручении:

,

- среднее напряжение цикла:

,

, - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла ([3], табл. 2.2),

, - масштабные коэффициенты при изгибе и при кручении ([3], табл.2.3),

, - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении ([3], табл.2.4)

6.1 Проверочный расчет входного вала

Материал входного вала редуктора такой как, как и материал шестерни

сталь 40Х, термическая обработка улучшение,

предел прочности ,

предел текучести ,

предел выносливости при изгибе ,

предел выносливости при кручении

Нормальные напряжения:

,

где ? осевой момент сопротивления сечения,

? диаметр вала в опасном сечении,

МПа

Касательные напряжения:

,

где ? полярный момент сопротивления сечения,

МПа,

Амплитуда циклов напряжений при изгибе МПа,

среднее напряжение цикла ,

амплитуда циклов напряжений при кручении ,

среднее напряжение цикла

Концентратором напряжения в опасном сечении являются зубья шестерни, при этом эффективные коэффициенты концентрации принимаем

([3], табл. 2.4),

= = 0,62 ([3], табл. 2.3),

для стали 40Х , ([3], табл. 2.2)

,

Усталостная прочность входного вала достаточна

6.2 Проверочный расчет промежуточного вала

Материал входного вала редуктора такой как, как и материал шестерни

сталь 40Х, термическая обработка улучшение,

предел прочности ,

предел текучести ,

предел выносливости при изгибе ,

предел выносливости при кручении

Опасными являются сечения под быстроходным колесом I-I и на тихоходной шестерне II-II.

Нормальные напряжения:

МПа

МПа

Касательные напряжения:

МПа,

МПа

Концентратором напряжения в опасном сечении I-I является шпоночный паз, при этом эффективные коэффициенты концентрации при B1 = 1000 МПа и шлифовании

([2], табл. 2.42),

= = 0,62 ([3], табл. 2.3),

для стали 40Х , ([3], табл. 2.2).

Амплитуда циклов напряжений при изгибе МПа,

среднее напряжение цикла ,

амплитуда циклов напряжений при кручении ,

среднее напряжение цикла

Для сечения I-I:

,

Концентратором напряжения в опасном сечении II-II являются зубья шестерни, при этом эффективные коэффициенты концентрации принимаем

([3], табл. 2.4),

= = 0,62 ([3], табл. 2.3),

для стали 40Х , ([3], табл.2.2)

Амплитуда циклов напряжений при изгибе МПа,

среднее напряжение цикла ,

амплитуда циклов напряжений при кручении ,

среднее напряжение цикла

Для сечения II-II:

,

Усталостная прочность промежуточного вала достаточна.

6.3 Проверочный расчет выходного вала

Материал выходного вала редуктора ? нормализованная сталь 45 ГОСТ 1050?88,

заготовка - круг ГОСТ 2590-88,

предел выносливости при изгибе ,

предел выносливости при кручении

Нормальные напряжения:

МПа

Касательные напряжения:

МПа,

Концентратором напряжения в опасном сечении является шпоночный паз, при этом эффективные коэффициенты концентрации

([2], табл. 2.42),

= = 0,65 ([3], табл. 2.3),

для стали 40Х , ([3], табл. 2.2)

Амплитуда циклов напряжений при изгибе МПа,

среднее напряжение цикла ,

амплитуда циклов напряжений при кручении ,

среднее напряжение цикла

,

Усталостная прочность выходного вала достаточна.

7. Расчет подшипников

7.1 Проверка подшипников входного вала

Входной вал редуктора установлен в шариковых радиально-упорных подшипниках 46207 ГОСТ 831-87 с динамической грузоподъемностью Н и статической грузоподъемностью ,

Радиальная нагрузка на подшипник:

на опоре А Н

на опоре ВH.

Осевая сила Н

.

Суммарная осевая составляющая:

Н

Н

Так как и ,

? e, следовательно X = 1, Y = 0 ([6], табл.9.18).

>e, следовательно X = 0,41, Y = 0,87.

Коэффициент безопасности Kб = 1 (спокойная нагрузка).

Температурный коэффициент Kт = 1 (температура до 1000).

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Н

Выполняем расчет для опоры Б как более нагруженной

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

,

часа

Так как часа > часов, долговечность подшипника достаточна.

7.2 Проверка подшипников промежуточного вала

Промежуточный вал редуктора установлен в шариковых радиально-упорных подшипниках 46209 ГОСТ 831-8 с динамической грузоподъемностью Н и статической грузоподъемностью . Радиальная нагрузка на подшипник:

на опоре А Н

на опоре В Н

Осевые силы:

Н

Суммарная осевая составляющая:

Н

Н

Так как и

,

Н,

> e, следовательно X = 0,41, Y = 0,87.

<e, следовательно X = 0, Y = 1.

Коэффициент безопасности Kб = 1 (спокойная нагрузка).

Температурный коэффициент Kт = 1 (температура до 1000).

Эквивалентная нагрузка:

Н

Н

Выполняем расчет для опоры Б как более нагруженной.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

,

часа

Так как часа > часов, долговечность подшипника достаточна.

7.3 Проверка подшипников выходного вала

Выходной вал редуктора установлен в шариковых радиальных подшипниках 36214 ГОСТ 831-87 с динамической грузоподъемностью Н и статической грузоподъемностью ,

Радиальная нагрузка на подшипник:

на опоре А Н

на опоре ВH.

Осевая сила Н

([6], табл .9.18).

Суммарная осевая составляющая:

Н

Н

Так как и ,

? e, следовательно X = 1, Y = 0 ([6], табл.9.18).

>e, следовательно X = 0,44, Y = 1,4.

Коэффициент безопасности Kб = 1 (спокойная нагрузка).

Температурный коэффициент Kт = 1 (температура до 1000).

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Н

Выполняем расчет для опоры Б как более нагруженной.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

,

часа

Так как часа > часов, долговечность подшипника достаточна.

Список используемой литературы

1. Детали машин: методические указания А.С. Рукодельцев, О.В. Сидорова: ВГАВТ 2010 г.

2. Механика: Расчеты зубчатых колес: методические указания А.С. Рукодельцев, О.В. Сидорова: ВГАВТ 2010 г.

3. Детали машин: Методические указания: Расчет валов зубчатых и червячных передач на ЭВМ: Коршунов Ю.А, Гладунко Ю.И, Гордлеева И.Ю:ВГАВТ 1994 г.

4. Детали машин: Курсовое проектирование: методические указания О.В. Сидорова: ВГАВТ 2015г.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. М. Высш. шк., 1985.

6. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988.

7. Расчеты Деталей машин: Справочное пособие: А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов: Высшая школа, 1986

Размещено на Allbest.ru

...

Подобные документы

  • Расчеты двухступенчатого, цилиндрического, косозубого редуктора

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач и валов двухступенчатого, цилиндрического, косозубого редуктора: компоновка, конструирование зубчатых колес и корпуса агрегата. Выбор и проверочный расчет подшипников, посадок, соединений, муфт.

    курсовая работа [380,4 K], добавлен 28.12.2008

  • Конструирование двухступенчатого цилиндрического редуктора

    Методы проектирования двухступенчатого цилиндрического редуктора по соосной горизонтальной схеме. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора. Выбор электродвигателя. Определение сил в зацеплении. Конструирование корпуса.

    курсовая работа [727,9 K], добавлен 17.06.2011

  • Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

    Определение вращающих моментов на валах привода двухступенчатого цилиндрического редуктора, передаточных чисел ступеней редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной цилиндрических передач. Определение реакций в опорах валов и изгибающих моментов.

    курсовая работа [369,8 K], добавлен 14.02.2013

  • Проектирование двухступенчатого привода и цилиндрического одноступенчатого редуктора

    Кинематическая схема и расчет двухступенчатого привода. Выбор двигателя, материала червячной и зубчатых передач. Вычисление параметров валов и подшипников качения, подбор призматических шпонок. Конструирование корпуса редуктора, его узлов и деталей.

    курсовая работа [1007,3 K], добавлен 13.03.2013

  • Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

    Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019

  • Двухступенчатый цилиндрический редуктор

    Описание устройства и работы привода двухступенчатого цилиндрического редуктора; выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Расчёт передач валов, муфт, подбор подшипников. Конструирование зубчатых колес, элементов корпуса; сборка редуктора.

    курсовая работа [5,8 M], добавлен 14.10.2011

  • Расчет цилиндрического редуктора

    Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015

  • Конструирование деталей и сборочных единиц механических приводов

    Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора к приводу станции ленточного конвейера. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Конструкция быстроходной и тихоходной цилиндрических ступеней редуктора. Расчет валов, подбор смазки.

    курсовая работа [1,0 M], добавлен 27.03.2016

  • Проектирование цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора

    Методика расчета требуемой мощности и выбора электродвигателя. Коэффициент полезного действия. Передаточное число редуктора. Кинематический расчет привода. Выбор материала для зубчатых колес. Расчет быстроходного вала. Параметры шпоночного соединения.

    курсовая работа [6,9 M], добавлен 02.05.2012

  • Проект привода ленточного конвейера

    Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.

    курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010

  • Проектирование привода, состоящего из электродвигателя и двухступенчатого цилиндрического редуктора

    Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012

  • Расчет привода поперечно-строгального станка

    Выбор одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора МЦ-100 на основе различных параметров. Кинематический и динамический анализ механизма, расчеты зубьев на прочность в сечении. Размеры шпоночного соединения колеса с тихоходным валом редуктора.

    курсовая работа [169,5 K], добавлен 11.06.2011

  • Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера

    Обзор процесса компоновки двухступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет частоты вращения и моментов на валах, зубчатых передач и шпоночных соединений. Сборка и смазка редуктора. Регулировка радиально-упорных подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 18.11.2017

  • Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

    Разработка привода ленточного транспортёра, предназначенного для перемещения отходов производства (древесная щепа). Выбор электродвигателя по требуемой мощности и частоте вращения. Выбор муфт и подшипников. Расчет валов, сборка редуктора и монтаж привода.

    курсовая работа [1,7 M], добавлен 06.12.2009

  • Проектирование привода цепного конвейера

    Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.

    курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014

  • Конструирование редуктора

    Проектирование цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора. Выбор электродвигателя на основе требуемой мощности, расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Определение диаметра болтов.

    контрольная работа [305,0 K], добавлен 09.11.2011

  • Конструирование двухступенчатого редуктора с картерной системой смазывания

    Конструирование редуктора привода и его основных соединений, разработка эскиза компоновки и определение основных размеров корпусных деталей. Кинематический и статический анализ редуктора. Расчет на прочность зубчатых передач, валов и подшипников качения.

    курсовая работа [1,9 M], добавлен 22.06.2011

  • Проектирование 2-х ступенчатого соосного цилиндрического редуктора

    Кинематический расчет цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора. Определение нормального модуля. Предварительный расчет валов. Первый этап компоновки редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [549,7 K], добавлен 23.10.2011

  • Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

    Проектирование привода к цепному конвейеру: выбор электродвигателя и кинематические вычисления, расчет червячной и цилиндрической передачи редуктора. Конструирование валов, эскизная компоновка редуктора. Определение нагрузок, действующих на валы.

    курсовая работа [347,3 K], добавлен 12.06.2011

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены