Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор
Содержание
Введение
. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
. Расчет быстроходной конической передачи
. Расчет тихоходной зубчатой передачи
. Предварительный расчет валов
. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
. Проверка прочности шпоночных соединений
. Подбор подшипников и проверка их долговечности
. Уточненный расчет валов
. Выбор муфты
11. Смазка
Список использованных источников
Введение
Редуктор - механизм, состоящий из
зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и
служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Редуктор состоит из корпуса (литого
чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи -
зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
1. Выбор электродвигателя и
кинематический расчет
КПД привода
Рис. 1 Схема привода
Рис. 2 Схема нагрузки
η =η 14 · η2 · η3, где
η1 = 0,99 - кпд. пары
подшипников качения
η2 = 0,97 - кпд. закрытой
конической передачи
η3 = 0,97 - кпд. закрытой
цилиндрической передачи
(лит.1, стр.61 табл.7)
η = 0,994 · 0,97 · 0,97= 0,9
Требуемая мощность
электродвигателя
По ГОСТ 19523-81 выбираем
электродвигатель 4А 80А4УЗ мощностью
Рэ=1,5 кВт и nd =1455
об/мин
Частота вращения колеса
Передаточное число привода.
Передаточное число
тихоходной передачи
(Лит.2 стр.3 табл.1.3)
Тогда для быстроходной
передачи
Принимаем u1=3,55,тогда
n1 = nd =1455
об/мин.
Крутящие моменты на
валах
Т2 = Т1 · u1 · η1 · η2 =7,3 · 3,55 · 0,99 · 0,97 = 25 Н·м
Т3 = Т2 · u2 · η1 3 · η3 =25 · 3,55 · 0,993
· 0,97= 83 Н·м
2. Расчет быстроходной конической
передачи
Для уменьшения размеров передачи
выбираем для шестерни и колеса материал - сталь 45; термообработка - улучшение
и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 45…50. Определим начальный средний диаметр
шестерни
(Лит.3, стр.197)
Принимаем коэффициент
(Лит.3, стр.197)
При 
и
твердости зубьев НВ > 350 по графику Iа рис.12.18 (лит.3, стр.186) находим
коэффициент
КНβ
= 1,7
Допускаемые контактные
напряжения
(лит.3, стр.185)
При поверхностной
закалке колес
δнlimb
= 1,7 HRC+200 (лит3, стр.185 табл.12.4)
При 
δнlimb
= 1,7 · 47,5+200=1008 МПа
Общее календарное время
работы привода за L=7лет
Эквивалентное число
циклов нагружения зубьев колеса
(лит 3. стр. 239)
Для колеса при n2=410
об/мин и t=12264чНЕ=27 · 12264 ·410=1,35 · 108
Базовое число циклов
нагружения N0=107 (лит. 3 стр.
238)
Коэффициент
долговечности
Тогда:
Средний делительный диаметр шестерни.m1 = dwm1
= 34,6 мм
Ширина зубчатого венца
b = Ψbd
· dm1 = 0,4 · 34,6 = 14 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
l2
= d l1 · u1 = 38,4 · 3,55 =136 мм
По ГОСТ 12289-76 принимаем ближайшее значение
dl2 = 150 мм b = 15 мм
Принимаем z1 =20, тогда z2
= z1· u1 =20 · 3,55 = 71
δ2 =
90- δ1 = 90 - 15,73 = 74,17
cosδ1
= cos15,73° = 0,9625
cosδ2
= cos74,27° = 0,2711
Основные размеры
передачи.
l1
= ml · z1 = 2,1 · 20 = 42 ммal1 = dl1
+ 2ml · cosδ1
= 42 + 2 · 2,1 · 0,9625 = 46 ммl2 = ml · z2 =
2,1 · 71 = 150 ммаl2= dl2 + 2ml · cosδ2
= 150 + 2 · 2,1 · 0,2711 = 151 мм
m
= Rl - 0,5b = 77,5- 0,5 · 15 = 70 мм
Средний модуль
m1
= mm · z1 = 1,9 · 20 = 38 ммm2 = mm1 ·
u1 = 38 · 3,55 = 135 мм
Средняя окружная скорость
При такой скорости принимаем 8-ю степень точности колес.
Произведем проверку прочности зубьев шестерни на изгиб:
(лит.3,
стр.197)
Эквивалентное число зубьев шестерни
При zV1 = 21 коэффициент формы зуба
УF =4,01 (лит.3, стр.192 рис.12.23)
При твердости зубьев НВ > 350
,
по графику Iа (лит.3, стр.186 рис 12,18) находим коэффициент
КFβ = 1,9
Коэффициент
Ψm = Ψbd
· Z1 = 0,4 · 20 = 8 (лит.3, стр.197)
Допускаемое напряжение изгиба
(лит.3,стр.194)
Для закаленных колес
(лит.3,стр.195
табл.12.6)
Коэффициент динамичности при V=3,67м/с и 8-й степени точности
КFV = 1,06 (лит.3,стр.195 табл.12.5)
При односторонней нагрузке
КFС = 1 (лит.3,стр.194)
Коэффициент безопасностиK=1,7 (лит.3,стр.194)
Коэффициент долговечности
(лит.
3 стр. 240)
Базовое число циклов нагружения N0=106 (лит.
3 стр. 240)
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса
(лит
3. стр. 239)
Приmax=1,2T; tm=0,1t; nm=n2;1=T;
t1=0,5t; n1=n2;2=0,6T; t2=0,4t;
n2=n2; и
(лит.
3 стр. 233)
Как видим прочность передачи достаточна.
. Расчет тихоходной зубчатой передачи
Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной
передачи.
(лит.3,стр.189)
Принимаем коэффициент
(лит.3,стр.189)
Тогда
По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,72
коэффициент Кнβ=1,22
Модуль передачи=(0,1…0,2)Õw
= (0,1…0,2)67,5=0,68…1,5 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Принимаем Ζ3 = 15, тогда
Ζ4 = Ζ3 · u2 = 15 ·
3,55 =53,25
Принимаем Ζ4 = 54
Действительное передаточное число
Окончательное межосевое
расстояние
Размеры шестерни и колеса3= m z3= 2 ·15 = 30
ммa3= d3+2m = 30+2 · 2= 34 мм4= m z4=
2 · 54 = 108 ммa4= d4+2m = 108+2 · 2 = 112 мм4=
Ψba · αw
= 0,315 · 69 = 21,7 мм
Принимаем b4 = 25 мм3 = b4 + 5мм
= 25+5=30 мм
Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
(лит.3, стр.191)
Коэффициент формы зуба при Ζ3
= 15
УF= 3,88 (лит.3,стр.192 табл.12.23)
Коэффициенты
Уε=1 и Уβ=1 (лит.3, стр.193)
Окружная скорость в передаче
При этой скорости и 8-й степени
точности (принято) коэффициент
КFL = 1,2 (лит.3,стр.184,
табл.12.17)
КFV = 1,04
(лит.3,стр.195, табл.12.5)
При 
коэффициент
КFβ
=1,25 (лит.3,стр.186, табл.12.18)
пункт 2.6
Прочность передачи
достаточна.
. Предварительный расчет
валов
Определим диаметры валов из расчета
на кручение по пониженному допускаемому напряжению.
Диаметр выходного конца
ведущего вала
При диаметре вала
выбранного электродвигателя dЭ=20 мм принимаем d1=15 мм и
диаметр под подшипники ведущего вала d11=20 мм
Диаметр под подшипники
промежуточного вала
Принимаем d21=20
мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=25
мм
Диаметр выходного конца
ведомого вала
Принимаем d3=30
мм, под подшипники d31=35 мм и под ступицу зубчатого
колеса d3˝=40 мм
. Конструктивные размеры
шестерни зубчатых колес
Шестерня Ζ1
выполняется заодно целое с валом
Колесо Ζ2
выполняется из поковки.
Диаметр ступицы dCT=1,6
d2˝=1,6 · 25 =40 мм
Принимаем диаметр
ступицы dСТ = 40 мм
Длина ступицыCТ=1,2
· d2˝=1,2 · 25 = 30 мм
Толщина диска= 0,3b2=
0,3 · 15 = 4,5 мм
Принимаем С=10 мм
Колено Ζ4
выполняется из поковки.
Диаметр ступицыCT=1,6 d3˝=1,6
мм · 40 = 64 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм
Длина ступицыCТ=1,2 · d3˝=1,2
· 40 = 48 мм
Толщина обода
δ0=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8
Принимаем δ0= 10 мм
Толщина диска=0,3b4 = 0,3 · 30 = 9 мм
Принимаем С =10 мм.
. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
δ = 0,025αw+1
= 0,025· 69 + 1 = 4,4 мм
Принимаем δ = 8 мм
Толщина фланца корпуса и крышки
b = 1,5δ = 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 18,8 мм
Принимаем р = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов1=(0,03÷0,036)αw+
12 = (0,003÷0,036) ·136+12 =16 ÷
16,8 мм
Принимаем d1=16 мм
Диаметры болтов крепления крышки с корпусом2=(0,05÷0,6)d1
= (0,5÷0,6) ·16=8 ÷ 10 мм
7. Проверка прочности шпоночных соединений
Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки
со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок - сталь 45
нормализованная.
Прочность соединений проверяется по формуле
(лит.3,стр.107)
Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего
вала при d1=15 мм выбираем шпонку с параметрами · h · l = 5 · 5· 2;
t = 3 мм
Применяем чугунную полумуфту
(лит.3,стр.108)
Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3
при d2˝=25мм выбираем шпонку b · h · l = 8· 7· 25; t1 = 4 мм
Для стальной ступицы
(лит.3,стр.108)
Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3˝=40мм
выбираем шпонку
Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала
при d3=30мм выбираем шпонку b · h · l = 10· 8· 30; t1 = 5
мм
Прочность шпоночных соединений достаточна.
. Подбор подшипников и проверка их долговечности
Выполняем эскизную компановку редуктора и определяем все
необходимые размеры. Рассмотрим ведущий вал (рис.2)
Рис. 2 - Схема нагрузки ведущего
вала.
Усилия в зацеплении равны:
Fr1= Ft1-tg20º ·cosδ1 =422 ·0,364 ·0,9625 =148Ha1= Ft1-tg20º ·cosδ2 =422 ·0,364 ·0,2711 =42H
Определим реакции опор
Изгибающие моменты на
валу:
Му(А)=Хв
·b =207 ·50 = 10350 Н ·мм
МХ(В)=Ув
·b =60 ·50 = 3000 Н ·мм
Кроме усилий в
зацеплении на ведущий вал действует консольная нагрузка от муфты
На расстоянии lм=0,7d1+50=0,7·15+50=60
мм
Т.к. направление силы FM
неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил.
Реакции опор от силы FM
МВ=RB·b=744·50=37200H.мм
МА=RА·b=406·50=20300H.мм
Т.к. направление силы FM
неизвестно, то определим суммарные реакции опор исходя из худшего положения для
вала, т.е. направление реакций совпадают.
Суммарные радиальные реакции
При диаметре вала d1=20
мм по ГОСТ 8338-75 выбираем роликоподшипники качения однорядные средней серии №
7204 с параметрами d=20мм; D=47 мм; β=15,5 мм;
С=21000 Н;
Эквивалентная нагрузка
на подшипник:
(лит.3,стр.315)
При вращении внутреннего
кольца коэффициент=1 (лит.3,стр.315)
При спокойной нагрузке
коэффициент
Кδ=1,0
(лит.3,стр.316)
Осевую нагрузку
воспринимает подшипник А (см. черт.)
Для подшипника А
получаем при
Долговечность подшипника
Минимальная
долговечностьn = 12264ч
Рассмотрим промежуточный
вал.
Рис.3 Схема нагрузки промежуточного
вала
t2= Ft1=422Hr2= Fa1=42Ha2=
Fr1=148H
r3=
Ft3 · tg20º=1667·0,364=607H
Реакции опор равны
Изгибающие моменты
МХ(С)=УА·а=542·25=13550
Н·мм
МУ(С)=ХА·а=1110·25=27750
Н·мм
МУ(D)=ХВ·с=137·40=5480
Н·мм
Суммарные радиальные
реакции
Для опор вала при
диаметре d2=20мм выбираем роликоподшипники однорядные конические
средней серии № 7204 с параметрами d=20мм;=47мм; β=19 мм;
С=21000 Н;
Для опоры А, как более
нагруженной
Долговечность подшипника достаточна
Рассмотрим ведомый вал.
Рис.4.Схема нагрузки ведомого вала
t4= Ft3=1667Hr4= F r3=607H
Реакции опор
Изгибающие моменты.
Кроме усилий в
зацеплении на ведомый вал действует консольная нагрузка от муфты.
На расстоянии от
ближайшего подшипника 
Т.к. направление силы FM
неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил
Реакции опор от силы FM
Изгибающие моменты
Суммарные радиальные
реакции.
При диаметре вала d3’=35мм
выбираем в качестве опор шарикоподшипники однорядные легкой серии № 211 ГОСТ
8338-75 с параметрами d=35мм; D=72 мм; β=17 мм;
С=25500 Н;
Для опоры B, как более
нагруженной получим
. Уточненный расчет
валов
конический
цилиндрический редуктор зубчатый шестерня
Материал вала - сталь
45; термообработка - улучшение,
Определим запас
прочности, под серединой зубчатого колеса (точка С), где действует максимальный
изгибающий момент (см. рис. 4)
Максимальный изгибающий
момент
МКР=ТЗ=83000Н·мм
И концентрация
напряжений обусловлена шпоночной канавкой.
Коэффициенты запаса
прочности
(лит.3,стр.276)
При диаметре вала d3”=40
мм, масштабные коэффициенты
; 
(лит.3,стр.279)
Для улучшенной
поверхности коэффициент упрочнения
(лит.3,стр.279)
Для стали 45 коэффициент
(лит.3,стр.279)
Коэффициент концентрации
напряжений от шпоночной канавки
(лит.3,стр.278,
табл.16.2)
Моменты сопротивления
сечения с учетом шпоночной канавки:
(d=40 мм; b=12 мм; t=8
мм)
Напряжение в сечении
Для редукторных валов 
(лит.3,стр.279)
Другие сечения не
проверяем, как менее нагруженные.
. Выбор муфты
Соединение вала
электродвигателя с валом редуктора производится при помощи упругой
втулочно-пальцевой муфты.
Расчетный момент муфты 
(лит.3,стр.323)
Для конвейеров
коэффициент режима можно принять к=1,5 (лит.3,стр.323) Тк=1,5·7,3=11
Н·м
По ГОСТ 21424-75
выбираем муфту с параметрами d=15 мм; D=90 мм; L=81мм; [Т]=31,5 H·м
. Смазка
Смазка зацепления
производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до
уровня, обеспечивающего погружение колеса на 10÷15мм.
При скорости в
зацеплении V=0,18м/с рекомендуемая вязкость масла
(лит.1,стр.164,табл.8.8)
По табл. 8.10
(лит.1,стр.165) выбираем масло индустриальное И-100А
ГОСТ 20799-75.
.2 Подшипники смазываем
пластичной смазкой, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Сорт
смазки - УТ1.
Список использованных
источников
1. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин»
1979г.
. «Техническая механика» методическое указание 1982г.
. П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.