Реферат: Расчеты двухступенчатого цилиндрического косозубого редуктора
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
СУМСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА ОСНОВ ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
на тему:
«Расчеты двухступенчатого,
цилиндрического, косозубого редуктора»
080402 КП-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
3.1 Ориентировочный расчет валов
3.2 Компоновка редуктора, конструирования зубчатых колес и корпуса
редуктора
3.3 Приближенный расчет валов
3.4 Выбор подшипников
3.5 Выбор посадок
3.6 Расчет соединений
4 Выбор смазки
5 Выбор и проверочный расчет муфт
6 Список литературы
1Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Задание :
Спроектировать привод цепного конвейера.
Исходные данные :
Окружная сила на звёздочке: />
Скорость движения цепи: />
Диаметр звёздочки: />
/>
Рисунок 1. Схема привода цепного конвейера
Определяем общий КПД привода :
КПД муфты: />
КПД цилиндрической передачи: />
КПД пары подшипников качения: />
КПД цепной передачи: />
/>
Мощность на валу звёздочки : />
Требуемая мощность электродвигателя : />
По требуемой мощности /> с учётом возможностей привода, состоящего из одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой передачей, выбираем электродвигатель 3-х фазный, короткозамкнутый, серии 4А, закрытый обдуваемый, с синхронной частотой вращения /> с параметрами /> и скольжением />.
Номинальная частота вращения и угловая скорость :
/>
/>
Угловая скорость барабана : />
бщее передаточное отношение : />
Частные передаточные числа :
для тихоходной ступени: />
для быстроходной ступени: />
Вал 1 :
/>
/>
/>
/>
Вал 2:
/>
/>
/>
/>
Вал 3:
/>
/>
/>
/>
Вал 4 :
/>
/>
/>
/>
Таблица результатов :
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
dвых
1
973
101.84
9.62
94.46
--PAGE_BREAK--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 :
/>
/>— Условие выполняется
2 Расчет передач
2.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач
2.1. 1 Определение допускаемых напряжений
По условию задания материал шестерни – Сталь 35ХМ, с термообработкой – закалкой. С />HRC и />МПа [1, с.8, табл. 2.1 и 2, с.35, табл.3.3].
Допускаемое контактное напряжение:
/>,
/>.
Допускаемое напряжение изгиба:
/>,
/>,
[1, с.9, табл. 2.2].
Материал колеса – Сталь 40Х с термообработкой – улучшение, 235-262 НВ и пределом текучести />МПа.
Допускаемое контактное напряжение [1, с.8, табл. 2.1, 2.2]:
/>,
/>.
Допускаемое напряжение изгиба:
/>,
/>.
2.1.2 Определения размеров венцов зубчатых колес
Расчетное допускаемое напряжение:
/>,
/>.
В качестве расчетного контактного напряжения принимаем />. Требуемое условие /> выполнено.
Межосевое расстояние быстроходной ступени:
/>, (2.1)
где для косозубых колес />, а передаточное число быстроходной ступени />, />=0,4 [1, с.11].
/>
Срок службы в редуктора в часах:
/>часа,
где />=0,25, />=0,4.
Число циклов нагруженияредуктора:
/>,
где />=192 об\мин.
Базовое число циклов нагружений -/>[смотрим график нагружений]:
/>,
где /> — средняя твердость колеса.
/>
Коэффициентконцентрации загрузки:
/>, где />[1, с.11]
/>
/>- эквивалентныймомент на колесе,где /> — коэффициент долговечности, /> — крутящий момент на зубчатом колесе быстроходной ступени.
продолжение--PAGE_BREAK--
Коэффициент эквивалентной нагрузки:
/>
/>
Принимаем: />.
Тогда />.
/>.
Принимаем: />.[1, с.12]
Делительный диаметр колеса:
/>.
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 циклов нагружения.
Коэффициент эквивалентности: m=6 при термической обработке улучшения.
/>.
/>.
Принимаем />, />.
/>.
Принимаем m1=2мм.
Минимальный угол наклона зубьев:
/>.
Суммарное число зубьев:
/>зуба.
Определяем действительный угол наклона зубьев:
/>.
Число зубьев шестерни:
/>зубьев.
Число зубьев колеса:
/>зуба.
Уточняем передаточное число:
/>,
/>,
что допустимо[1, с.13].
Делительный диаметр шестерни:
/>.
/>.
Диаметры окружностей вершин:
/>,
/>.
Диаметры окружностей впадин:
/>,
/>.
Межосевое расстояние тихоходной ступени:
/>, (2.4)
где для косозубых колес />, а передаточное число тихоходной ступени />, />=0,4 [1, с.11].
/>.
Коэффициентконцентрации загрузки:
/>, гдеx=0,75 – коэффициент режима нагрузки
/>[1, с.11]
/>.
В качестве расчетного контактного напряжения принимаем />.
/>.
/>.
Принимаем: />[1, с.12].
Делительный диаметр колеса:
/>.
Ширина колеса:
/>.
Модуль зацепления:
/>, (2.5)
где />= 5,8 [1, с.12], допускаемое напряжение изгиба — />,
/>— крутящий момент на колесе.
/>.
Принимаем m2=3мм.
Минимальный угол наклона зубьев:
/>.
Суммарное число зубьев:
/>зуба.
Определяем действительный угол наклона зубьев:
/>.
продолжение--PAGE_BREAK--
Число зубьев шестерни:
/>зубьев.
Число зубьев колеса:
/>зуба.
Уточняем передаточное число:
/>,
/>,
что допустимо [1, с.13].
Делительный диаметр шестерни:
/>.
/>.
Диаметры окружностей вершин:
/>,
/>.
Диаметры окружностей впадин:
/>,
/>.
2.1.3 Проверочные расчеты зубчатых передач
По напряжению изгиба в зубьях колеса:
/>, (2.6)
Предварительно определим окружную скорость колеса быстроходней ступени:
/>.
При такой скорости степень точности зацепления 9 [1, с.14, табл.2.5].
Тихоходной ступени:
/>.
Степень точности зацепления – 9 [1, с.14, табл.2.5].
Окружная сила в зацеплении тихоходной ступени:
/>.
Быстроходной ступени:
/>.
Проверка на изгиб быстроходной ступени:
/>(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 окружная сила:
/>,
где />(см. выше), тогда />.
/>,
/>.
Расчетное напряжение изгиба 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, концентрации нагрузки [1, с.15, табл.2.6].
/>.
Эквивалентная окружная сила:
/>,
где />[см. выше], тогда />.
/>, (2.7)
/>.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:
/>.
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Для быстроходной ступени:
/>, (2.8)
/>[1, с.16 табл.2.9], /> — ширина колеса, /> — передаточное число быстроходной ступени, /> — межосевое расстояние быстроходной ступени, />, /> — для косозубых передач, />[1, с.10]
/>,
/>.
Тихоходная ступень:
/>, (2.9)
/>[1, с.16 табл.2.9], /> — ширина колеса, /> — передаточное число тихоходной ступени, /> — межосевое расстояние тихоходной ступени, />, /> — для косозубых передач, />[1, с.10].
/>,
продолжение--PAGE_BREAK--
/>.
2.1.4 Определения сил действующих в зацеплении
Окружная сила на колесе быстроходной ступени:
/>.
Тихоходной ступени:
/>.
Радиальная сила быстроходной ступени:
/>,
где />, />, />.
Для тихоходной ступени:
/>,
где />, />, />.
Осеева сила:
Для быстроходной ступени:
/>
Для тихоходной ступени:
/>.
3 Предварительный расчет валов редуктора
3.1 Ориентировочный расчет валов
Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал быстроходной ступени:
/>,
где /> — допускаемое напряжение при кручении, /> — крутящий момент на шестерни быстроходной ступени.
С учетом соединения вала шестерни быстроходной ступени с валом электродвигателя муфты МУВП (муфта упруга втулочно-пальцева), принимаем диаметр:/>мм.
Диаметр вала под уплотнением и подшипником: />.
Шестерню выполняем заодно с валом: />.
Ведомый вал быстроходной ступени (и ведущий тихоходной ступени):
/>,
где /> — допускаемое напряжение при кручении, /> — крутящий момент на ведомом валу быстроходной ступени.
Принимаем диаметр вала под подшипники: />, диаметр под ведомым колесом быстроходной ступени: />.
Диаметр выходного конца ведомой тихоходной ступени:
/>,
где /> — допускаемое напряжение при кручении, />-крутящий момент на ведомом валу тихоходной ступени.
Принимаем: />, />,/>.
3.2 Компоновка редуктора, конструирования зубчатых колес и
корпуса редуктора
3.2.1 Конструктивные размеры зубчатой передачи
Шестерни выполняются заодно с валами. Быстроходный вал:
/>, />, />.
Колесо быстроходной ступени кованое:
/>, />, />, />.
Диаметр вала под колесом: />.
Диаметр ступицы: />.
Длина ступицы: />.
Толщина обода: />.
Толщина диска: />.
Тихоходная ступень:
Размер шестерни: />, />, />.
Колесо быстроходней ступени кованое:
/>, />, />.
Диаметр вала под колесом: />.
Диаметр ступицы: />.
Длина ступицы: />.
Толщина обода: />.
Толщина диска:/>.
3.2.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки: />.
Принимаем: />.
/>.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
/>, />.
Нижний пояс корпуса:
/>.
Принимаем />.
Диаметр болтов:
Фундаментальных: />.
Принимаем М20.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников: />. Принимаем болты с резьбой М16.
продолжение--PAGE_BREAK--
Соединяющих крышку с корпусом: />. Принимаем болт с резьбой М12.
Компоновка необходима для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор, определения опорных реакций и подбора подшипников.
При очерчивании внутренней стенки корпуса:
принимаем зазор между корпусами ступицами колеса />. Принимаем А1=10мм.
Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. Результаты подбора занесем в таблицу:
Таблица 2 — Предварительный подбор подшипников
№ вала
Условное обозначение подшипников
Размеры, мм
Грузоподъемность, кН
d
D
B
C
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 вала быстроходной ступени будем смазывать пластичной смазкой.
Измерением находим расстояния между наружными торцами подшипников:
/>, />, />.
Для радиально упорных подшипников расстояние от торцов до точки приложения реакции опор: />,
/>.
Ведущий вал быстроходной ступени: (см. рисунок 1)
/>, />.
Ведомый вал быстроходной ступени:
/>, />.
Ведомый вал тихоходной ступени: (см. рисунок 2)
/>, />.
3.3 Приближенный расчет валов
3.3.1 Расчет ведущего вала быстроходной ступени
Из предыдущих расчетов:
/>— окружная сила быстроходной ступени;
/>— осевая сила в зацеплении быстроходной ступени;
/>— радиальная сила быстроходной ступени.
Расчетная схема вала червячного колеса приведена на Рисунке 1.
Определяем реакции в опорах плоскости XZ />
/>, (3.1)
/>
/>
/>, (3.2)
/>
Проверка: />,
/>, (3.3)
-722+2577-1855=0
0=0.
Определяем реакции в опорах плоскости YZ />
/>, (3.4)
/>
/>
/>, (3.5)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.6)
-229+953-724=0,
0=0.
Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
/>;
/>.
Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
/>.
Опасным сечением является сечение Б-Б:
/>, (3.7)
где />, />.
продолжение--PAGE_BREAK--
/>.
Из условия прочности:
/>, (3.8)
/>, (3.9)
где />=310МПа.
/>.
По расчету />, что значительно больше расчетного.
/>
Рисунок 1 – Расчетная схема ведущего вала
3.3.2 Расчеты ведомого вала быстроходной 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 вала червячного колеса приведена на Рисунке 2.
Определяем реакции в опорах плоскости XZ />
/>, (3.10)
/>
/>
/>, (3.11)
/>
Проверка: />,
/>, (3.12)
-746-2577+7225-3902=0
0=0.
Определяем реакции в опорах плоскости YZ
/>
/>, (3.13)
/>
/>
/>, (3.14)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.15)
-668-953+2674-1053=0,
0=0.
Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>
Опасным сечением является сечение Б-Б:
/>, (3.16)
где />, />.
/>.
Из условия прочности:
/>, (3.17)
/>, (3.18)
где />=310МПа.
/>.
т.е. по расчету />, что значительно больше расчетного.
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 в зацеплении;
/>— радиальная сила ведомого вала.
Расчетная схема вала червячного колеса приведена на Рисунке 2.
Определяем реакции в опорах плоскости XZ />
/>, (3.19)
/>
/>
/>, (3.20)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.21)
4817-7225+2408=0,
0=0.
продолжение--PAGE_BREAK--
Определяем реакции в опорах плоскости YZ
/>
/>, (3.22)
/>
/>
/>, (3.23)
/>
Проверка: />=0,
/>, (3.24)
-21-2674+2695=0,
0=0.
Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов:
/>;
/>;
/>.
Опасным сечением является сечение Б-Б:
/>, (3.25)
где />, />.
/>.
Из условия прочности:
/>, (3.26)
/>, (3.27)
где />=480МПа.
/>.
А у нас по расчету />, что значительно больше расчетного.
3.4 Выбор подшипников
3.4.1 Ведущий вал быстроходной ступени
Суммарные реакции:
/>;
/>.
Предварительно принимаем подшипники 36208 [см. табл.2]
Эквивалентная нагрузка: более нагруженная опора 1.
/>, (3.28)
Где Pr=1991Н, V=1 – вращается внутреннее 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, тогдаPa1=S1=629H, Pa2=S1-Fa=629-467=162H.
/>, тога x=1, y=0.
/>.
Расчетная долговечность, млн. об:
/>, (3.29)
/>млн. об.
Расчетная долговечность в часах:
/>, (3.30)
/>часов, что больше установленных, значить подшипник подходит.
3.4.2 Расчет подшипника ведомого вала быстроходной ступени
Суммарные реакции:
/>;
/>.
Предварительно принимаем подшипники 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=,45, y=1,57[2, табл.9.18].
/>.
Расчетная долговечность, млн. об:
/>, (3.31)
, млн. об.
Расчетная долговечность в часах:
/>, (3.32)
/>часов, что больше установленных, значить подшипник подходит.
3.4.3 Расчет подшипников ведомого вала тихоходной ступени
Суммарные реакции:
/>;
продолжение--PAGE_BREAK--
/>.
Предварительно принимаем подшипники 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 в часах:
/>, (3.34)
/>часов, что больше установленных, значить подшипник подходит.
3.5 Выбор посадок
Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл.10.13 [2].
Посадки зубчатых колес на валы — /> по ГОСТ 25347-82
Посадки муфт на валы редуктора — />.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением по посадке k6.
Отклонений отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по посадке Н7.
Мазеудерживающие кольцо сажаем на вал по посадке — />.
Посадка вала под монтажом – h8.
3.6 Расчет соединений
3.6.1 Расчет шпоночных соединений
Применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки, сталь 45, нормализованная.
Условие прочности:
/>, (3.35)
где Lp=L-b.
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступицы />, при чугунной />.
Ведущий вал: d=36мм; bxh=10x8мм; t1=5 мм; длинашпонки l=80 мм; момент на ведущем валу Т=55,6٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
Расчет шпонки под зубчатое колесо наведомом валу быстроходной ступени: d=50мм; bxh=14x9мм; t1=5,5 мм; длинашпонки l=90 мм; момент на ведущем валу Т=269,7٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
Ведомый вал тихоходной ступени: d=65мм; bxh=18x11мм; t1=7 мм; длинашпонки l=90 мм; момент на ведущем валу Т=1036٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
Расчеты шпонки под зубчатым колесом на ведомом валу: d=85мм; bxh=22x14мм; t1=9 мм; длинашпонки l=100 мм; момент на ведущем валу Т=1036٠103Н٠мм.
/>,
т.е. шпонка подходит.
4 Выбор смазки
4.1 Выбор смазки зацеплений и подшипников
Смазывание зубчатого зацепления производиться окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающие погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25٠5,76=1,44 дм3.
Устанавливаем вязкость масла [2, с.253, табл.10.8]. При контактных напряжениях /> и скорости v=2,1м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 20٠10-6м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А [2, с. 253, табл. 10.10] по ГОСТ 20799-75.
Камеры подшипников заполняем 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 соединения редуктора и электродвигателя упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). Эту муфту применяют в случаях, когда возможна несоосность валов и работа соединения сопровождается толчками и ударами.
Расчет муфты сводится к определению размеров пальцев и упругих элементов.
Пальцы рассчитываются на изгиб:
Крутящий момент на быстроходном 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 прочность втулки на смятие:
/>, (5.2)
/>.
Выбираем туже муфту (МУВП) для соединения редуктора и цепного конвеера.
Крутящий момент на быстроходном валу Т3=1036Н٠м; Тр=1٠1036=1036Н٠м.[4, с.386, табл. 17.8 и 17.9].
z=10 – число пальцев;
dn=18 мм – диаметр пальцев;
D0=170 мм – диаметр окружности расположения пальцев;
ln=42 мм – длина пальцев;
dвт=35 мм – диаметр втулки;
ln=36 мм – длина втулки.
Расчет пальцев на изгиб:
/>.
Проверяем прочность втулки на смятие:
/>
6 Список литературы
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высшая школа, 1985.- 125с
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 1987.- 150с
Иванов М.Н. Детали машин – М.: Высшая школа, 1991. – 200с.
Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козницов Б.С. Расчеты деталей машин.- М.: Высшая школа, 1986.- 200с.