9358

Редуктор цилиндрический двухступенчатый

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Исходные данные Редуктор двухступенчатый, насоосный Кинематическая схема редуктора: Дано: 1. Вращающий момент на тихоходном валу редуктора 2. Угловая скорость выходного вала редуктора 3. Срок службы редуктора и режим его работы (постоянный...

Русский

2013-03-04

290.5 KB

35 чел.

Исходные данные

Редуктор двухступенчатый, несоосный

Кинематическая схема редуктора:

Дано:

1. Вращающий момент на тихоходном валу редуктора ;

2. Угловая скорость выходного вала редуктора  ;

3. Срок службы редуктора и режим его работы (постоянный, тяжелый)  ч.

Расчет цилиндрических зубчатых передач.

Выбор электродвигателя.

Формула определения требуемой мощности электродвигателя:

где:

      Р – требуемая мощность электродвигателя, кВт

       общий КПД привода

- КПД зацепления, х1=2;

- КПД пары подшипников качения, х2=2;

- КПД соединительных муфт МЗ и МУВП, х3=2;

Мощность электродвигателя:

 кВт

По каталогу выбираем асинхронный короткозамкнутый двигатель серии 4А мощностью  Рэд   Р. Тип электродвигателя: 4А132М4У32, с номинальной частотой вращения  об/мин  мощностью  Рэд = 11 кВт

Угловую скорость электродвигателя определяем по формуле:

где

номинальная угловая скорость вала электродвигателя, с-1;

nэд – номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

с-1

Определение силовых и кинематических характеристик.

Общее передаточное число редуктора Up:

Передаточное число тихоходной ступени UТ определяем в зависимости от общего передаточного числа редуктора Up по таблице:

при Up = 19

Передаточное число быстроходной ступени Uб:

Вращающий момент на тихоходном валу ТТ:

 Нм.

Вращающий момент на промежуточном валу:

 Нм.

Вращающий момент на быстроходном валу:

 Нм.

Угловая скорость на тихоходном валу:

 

Угловая скорость на промежуточном валу:

 

Угловая скорость на быстроходном валу:

 

Выбор материала.

Основные механические характеристики выбранных материалов зубчатых колес приведены в таблице 1

Колесо

Шестерня

Марка стали

45

30ХГТ

Диаметр

<250

100 мм

Термохимическая обработка

Закалка ТВЧ

Цементация

Твердость

-сердцевины

-поверхности

194 HB

45-50 HRC

240 HB

56-63 HRC

Базовый предел

-контактной выносливости

-выносливости при изгибе  

14 * HRC + 165 МПа

400 МПа

23 * HRC МПа

800 МПа

Таблица 1

Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение:

Н/мм2

где:

S h  = 1.2 - допускаемый коэффициент запаса по контактным напряжениям;

Z R = 1.0 при Ra = 1.25 -0.63 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

ZV  = 1.0  - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

ZHL  = 1.0 - коэффициент долговечности;

Допускаемое напряжение изгиба:

 Н/мм2

где:

  = 1,6 - допускаемый коэффициент запаса прочности при изгибе.

Таблица данных.

Наименование, единица измерения

Обозначение

Значение

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

Р

8,7

Общее передаточное число редуктора

19,1

Передаточное число тихоходной ступени

3,7

Передаточное число быстроходной ступени

5,1

Крутящий момент на тихоходном валу, Нм                                    

1000

Крутящий момент на промежуточном валу, Нм                                    

284,9

Крутящий момент на быстроходном валу, Нм                                    

57,2

Угловая скорость тихоходного вала,

8

Угловая скорость промежуточного вала,

30

Угловая скорость быстроходного вала,

152,8

Допускаемые напряжения, Н/мм2        

660

250

Расчет межосевого расстояния аw

По условию контактной прочности:

,

где:

аw – Межосевое расстояние, мм;

Ка = 490 для прямозубых колес, (Н/мм2)1/3;

Ка = 430 для косозубых колес, (Н/мм2)1/3, принимая ориентировочно β = 10°…15°;

Т1 – крутящий момент на валу шестерни, ;

Т1 = Тпр для тихоходной ступени;

Т1 = Тб  для быстроходной ступени;

дя тихоходной:

при - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для быстроходной

при

U = UT для тихоходной ступени;

U = Uб для быстроходной ступени;

 

 

Тогда:

 мм

 мм

Полученные значения округляем до стандартного:

awT = 180 мм

awб= 140 мм

Определение модуля зацепления

Модуль зацепления:

;

;

Модуль зацепления для тихоходной и быстроходной ступени:

полученные значения модуля зацепления m округляем до стандартного по таблице:

Модули зацепления, мм (по СТ СЭВ 310-76)

I ряд

1,0

-

1,5

2,0

2,5

3,0

4,0

5,0

6,0

8,0

II ряд

1,25

1,375

1,75

2,25

2,75

3,5

4,5

5,5

7,0

9,0

Принимаем:

Определение параметров зацепления

тихоходной (прямозубой) ступени.

Предварительно суммарное число зубьев

Колеса нарезаются без смещения инструмента ( ).

α = 20° = 0,349 рад.

Коэффициент суммы смещения тогда zmin=17

Число зубьев шестерни , но не менее zmin, колеса

Число зубьев шестерни

принимаем

Число зубьев колеса

Диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и колеса

 мм

 мм

Диаметры  окружностей вершин зубьев шестерни и колеса

 мм

мм

Диаметры  окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

 мм

 мм

Рабочая ширина венца колеса

 мм

Определение параметров зацепления

быстроходной (косозубой) передачи.

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

принимаем

Число зубьев колеса

Точное значение угла наклона зубьев β:

необходимое условие выполняется

Диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и колеса

 мм

 мм

Диаметры  окружностей вершин зубьев шестерни и колеса

 мм

мм

Диаметры  окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

 мм

 мм

Рабочая ширина венца колеса

 мм

Расчет составляющих усилий в зацеплении.

Для тихоходной ступени:

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

 Н

где

Для быстроходной ступени:

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

 Н

где , .

Осевая сила угла наклона:

Н.

Конструирование зубчатого редуктора

Расчет подшипников качения

Для несоосного редуктора расстояние между опорами всех трех валов одинаково:

мм

расстояние между опорами:

- зазор между колесами тихоходной и быстроходной ступени.

Расчет нагрузок на подшипники

Максимальная нагрузка на опору быстроходного вала редуктора

 Н;

 Н;

 Н;

мм.

Максимальная нагрузка на опору промежуточного вала редуктора

 Н;

 Н;

 Н;

 мм

Максимальная нагрузка на опору тихоходного вала редуктора

 Н

Подшипники качения выбираются по требуемой динамической грузоподъемности С и требуемому по условию прочности диаметру вала dв, а также учитывают условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника:

, где m= 3

L - ресурс подшипника в миллионах оборотов;

Р - эквивалентная нагрузка;

Предварительный выбор подшипника производят в предположении, что  Fa / Fr  e;

P = Fr · Kg · j э - эквивалентная нагрузка;

Kg - динамический коэффициент;

 j э  - коэффициент эквивалентной нагрузки, зависящий от режима;

Выбор подшипников качения

Наименование, единицы              измерения

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

1

Радиальная нагрузка на                  подшипник, Н

2

Осевая нагрузка на подшипник, Н

3

Динамический коэффициент

4

Коэффициент эквивалентной         нагрузки

5

Эквивалентная нагрузка на подшипник, Н

6

Частота вращения, об/мин

7

Долговечность подшипника, ч

8

Ресурс подшипника мил. об

9

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника, Н

10

Диаметр выходного конца вала, мм

-

11

Диаметр окружности шестерни, мм

-

12

Выбранный подшипник

№ 206

№ 211

№ 211

13

Динамическая грузоподъемность,

 

-

14

Статическая грузоподъемность, Н

-

15

Диаметр внутреннего кольца подшипника d, мм

30

55

-

16

Диаметр внешнего кольца подшипника D, мм

62

100

-

17

Ширина подшипника В, мм

16

21

-

18

Диаметр вала, в который упирается внутреннее кольцо подшипника d2

35

63

-

19

0,039

0,015

-

20

е

0,24

0,19

-

21

0,39

0,07

-

Конструирование и расчет элементов корпуса редуктора

Выбор конструкции:

Форма корпуса максимально приближена к параллелепипеду, никаких выступающих частей (кроме концов валов), все приливы внутри корпуса. Плоскость разъема – по оси валов, крышки подшипников – врезные. Отказ от болтовых соединений – все на винтах или шпильках (кроме фундаментных болтов). Отказ от ребер жесткости. Минимальная толщина стенок. Отказ от различных маслозащитных колец, сальников и канавок для стекания масла. Максимальная экономия металла, приливы – для каждого винта отдельно, минимальные зазоры между деталями и корпусом. Толщина стенки корпуса редуктора δ по условиям технологичности, в зависимости от приведенного габарита N отливки:

где:

N – габарит отливки, мм;

L, B, H – соответственно длина, ширина и высота отливки;

мм

По соображениям технологичности рекомендуемая толщина стенки корпуса редуктора δ=6 мм.

Толщина стенки корпуса редуктора δ по условиям жесткости:

где:

- большее межосевое расстояние зубчатой передачи;

мм

Принимаем большее значение толщины стенки редуктора δ=6 мм.

Определяем толщину стенки в стыке δс

мм

Принимаем толщину стенки в стыке δс=10 мм.

Определяем толщину стенки бобышки δ1 (большее значение – для легких серий подшипников):

,

где:

D,d – наружный и внутренний диаметры выбранного подшипника, мм;

Для тихоходной ступени:

 мм

Для быстроходной ступени:

 мм

Принимаем толщину стенки бобышки δ1 = 10 мм

Определяем радиус литейных переходов в корпусе редуктора r;

,

где:

δ1,δ2 – толщины сопрягаемых стенок, мм 

Принимаем радиус литейных переходов в корпусе редуктора r = 5 мм  

Определение размеров крепежных деталей

и элементов корпуса под них

Для редуктора назначаем 6 винтов (шпилек) – 4 по углам и 2 между подшипниками промежуточного и тихоходного валов.

Определяем усилие затяжки одного винта:

Требуемое усилие затяжки одного винта (шпильки):

,

где:

q = 1 – равномерное распределение давления на поверхности стыка, Н/мм2

δ1 = 10 – толщина стенки в стыке, мм

lпер – длина периметра стыка, мм

 мм

z = 6 – количество винтов (шпилек);

 Н

Из расчета ожидаемого усилия затяжки выбираем тип крепежных деталей: - винт с шестигранным углублением (Fзат = 4000 Н).

Внутренний диаметр резьбы d1

,

где:

= 180 Н/мм2 – допускаемое напряжение материала винта (шпильки) на растяжение;

 мм

Во избежание срыва резьбы при затяжке диаметр резьбы для винтов с внутренним шестигранником принимаем М10.

Расчет диаметра фундаментных болтов dф

,

где:

Fp = Fзат + х Fм;

Fзат = 15000 Н – усилие затяжки болта;

х = 0,3 – коэффициент основной нагрузки;

Fм – усилие, возникающие от опрокидывающего момента редуктора по действием крутящих моментов Тб на быстроходном и Тт на тихоходном валах, для 4-х фундаментных болтов:

;

где:

L – длина корпуса редуктора, L = 500 мм

= 180 Н/мм2 – допускаемое напряжение для болта на растяжение;

 Н

 Н

 мм

Принимаем диаметр фундаментных болтов dф = 12 мм

Определение толщины корпуса под фундаментными болтами и гайками шпилек:

,

где:

d – наружный диаметр резьбы болта или отверстия, мм

 мм

Принимаем  мм,

Расчет и выбор шпонок

Наименование

Обозначение

Единица измерения

Значение

Быстроходный

Тихоходный

1

Допускаемое напряжение смятия

[σсм]

Н/мм2

100

100

2

Расчетная высота шпонки

К

мм

2,0

3,0

3

Вращающий момент

Т

Н·м

57,2

1000

4

Диаметр вала

d

мм

25

50

5

Расчетная длина шпонки

lр

мм

21,32

41,67

6

Допускаемое напряжение среза

[τ]

Н/мм2

120

120

7

Длина шпонки

l

мм

16,32

53,67

8

Размеры шпонки

Ширина

Толщина

Длина

Глубина паза

b

h

l*

t

мм

8

7

50

4,0

14

9

100

5,5

*-длину шпонки выбираем из стандартного ряда.

Расчет и выбор посадок с натягом

(тихоходный вал)

Наименование

Тихоходный

1

Диаметр вала d, мм

50

2

Длина ступицы за вычетом фасок l, мм

75

3

Расчетный диаметр детали d2, мм

283,5

4

Вращающий момент Т, Нм

1000

5

Коэффициент трения f 

0,14

6

Коэффициент запаса сцепления Sf

1,5

7

Необходимое удельное давление в стыке

, Н/мм2

3,64

8

Модуль упругости материала Е, Н/мм2

2·105

9

Расчетный натяг , мкм

18,78

10

Обработка вала Ra, мкм

2,5

11

Обработка отверстий Ra, мкм

2,5

12

Требуемый минимальный натяг

, мкм

24,78

13

Посадка по условию

14

Отклонение отверстия

Отклонение вала

70

25

Тихоходный вал

Посадка Ǿ 50

Список литературы

  1.  Кудрявцев В.Н. «Курсовое проектирование деталей машин». - Л.: Машиностроение, 1984.
  2.  Ануриев И.В. «Справочник конструктора – машиностроителя». - Л.: Машиностроение, 1985.
  3.  Янсон А.А. «Расчет цилиндрических зубчатых передач» методические указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов всех специальностей. -  Л.: 1991.
  4.  Янсон А.А. «Конструирование зубчатого редуктора» методические указания к курсовому

проекту. – Л.: 1985.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

70613. Моделирование данных 54.59 KB
  Каждый экземпляр сущности должен однозначно идентифицироваться и отличаться от всех других экземпляров данного типа сущности. Каждая сущность должна обладать некоторыми свойствами: иметь уникальное имя; к одному и тому же имени должна всегда применяться одна и та же интерпретация...
70614. Внутримашинное информационное обеспечение 96.38 KB
  Поля могут быть заполнены вручную или посредством выбора значений из какого-либо списка меню базы данных; определения перечня макетов экранных форм по каждой задаче проектировщик анализирует постановку каждой задачи в которой приводятся перечни используемых входных...
70617. Информационное обеспечение ИС 69.78 KB
  Внемашинное информационное обеспечение Основные понятия классификации технико-экономической информации Для того чтобы обеспечить эффективный поиск обработку на ЭВМ и передачу по каналам связи технико-экономической информации ее необходимо представить в цифровом виде.
70618. Имитационное моделирование 38.12 KB
  Метод функционального моделирования позволяет оптимизировать существующие на предприятии бизнес-процессы однако для оптимизации конкретных технологических операций функциональной модели может быть недостаточно. В этом случае целесообразно использовать имитационное моделирование.
70620. Стоимостный анализ 230.44 KB
  Как было указано ранее, обычно сначала строится функциональная модель существующей организации работы — AS-IS (как есть). После построения модели AS-IS проводится анализ бизнес-процессов, потоки данных и объектов перенаправляются и улучшаются, в результате строится модель ТО-ВЕ.
70621. Слияние и расщепление моделей 75.99 KB
  После окончания работы над отдельными ветвями все подмодели могут быть слиты в единую модель. С другой стороны отдельная ветвь модели может быть отщеплена для использования в качестве независимой модели для доработки или архивирования.