Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым цилиндрическим соосным редуктором

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

. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

. Расчет зубчатых передач редуктора

.1 Расчет тихоходной ступени

.2 Расчет быстроходной ступени

. Предварительный расчет валов

. Конструктивные размеры зубчатых колес

. Конструктивные размеры корпуса редуктора

. Эскизная компоновка редуктора

. Определение долговечности подшипников

. Проверка прочности шпонок

. Уточненный расчет промежуточного вала

. 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;

 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.

.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.

 МПа;

 МПа.

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

 МПа << .

.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:

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 5÷10 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).

1.