Редуктор цилиндрический двухступенчатый
Определяем расчетный диаметр ведущего шкива, Клиновой ремень сечения, А (по номограмме): Допускаемая приведенная мощность, выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения,. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного: Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного: Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным… Читать ещё >
Редуктор цилиндрический двухступенчатый (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Государственный комитет Российской Федерации по рыболовству КАМЧАТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра детали машин и основы конструирования
Курсовой проект
Редуктор цилиндрический двухступенчатый Выполнил:
Руководитель проекта:
Петропавловск-Камчатский, 2009 г.
- Исходные данные
- Расчет цилиндрических зубчатых передач
- Выбор электродвигателя
- Определение силовых и кинематических параметров привода
- Выбор материала
- Расчет межосевого расстояния аw
- Определение модуля зацепления
- Определение параметров зацепления тихоходной (прямозубой) ступени
- Определение параметров зацепления быстроходной (косозубой) передачи
- Проверочный расчет второй передачи
- Расчет открытых передач
- Проверочный расчет
- Расчет составляющих усилий в зацеплении
- Проектный расчет валов
- Эскизная компоновка редуктора
- Предварительный выбор подшипников качения
- Расчетная схема валов редуктора
- Проверочный расчет подшипников
- Проверочный расчет валов
- Выбор сорта масла
- Список литературы
Исходные данные
Редуктор двухступенчатый, несоосный
Кинематическая схема редуктора:
Дано:
1. Сила на валу рабочей машины F=1.5 H
2. Скорость движения приводного вала рабочей машины
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 закрытой передачи;
— КПД открытой передачи;
— КПД подшипников.
— КПД соединительных муфт;
По каталогу выбираем асинхронный короткозамкнутый двигатель мощностью Рэд Р. Тип электродвигателя: АОЛ 2−31−4, с номинальной частотой вращения об/мин мощностью Рном = 1,76 кВт. Мощность электродвигателя:
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 параметров привода
Определяем частоту вращения приводного вала npм:
Общее передаточное число привода Up:
Определяем передаточные числа ступеней привода:
; ;
при Up = 20,05,
Вращающий момент на двигателе Тдв:
Вращающий момент на быстроходном валу:
Нм.
Вращающий момент на промежуточном валу Тпр:
Нм.
Вращающий момент на тихоходном валу ТТ:
Нм.
Вращающий момент на ременной передаче:
Нм.
Угловая скорость на быстроходном валу:
Угловая скорость на промежуточном валу:
Угловая скорость на тихоходном валу:
Угловая скорость на ременной передаче:
Выбор материала
Основные механические характеристики выбранных материалов зубчатых колес приведены в таблице 1.
Деталь | Материал | Р-р заготовок, мм | Термообработка | Н, вер. | ||||||
1я ступень, прямозубая Шестерня | Сталь45 | Dпред=125 Sпред=80 | У | 305,5 | 385,8 | |||||
Колесо | У | 285,5 | 122,8 | |||||||
2я ступень, косозубая Шестерня | Сталь45 | Dпред=125 Sпред=80 | У | 248,5 | 16,5 | 122,5 | ||||
Колесо | Любые размеры | Н | 38,9 | |||||||
Деталь | [] F0 | [] F | [] Н0 | [] Н | ||||||
1я ступень, прямозубая Шестерня | 616,9 | |||||||||
Колесо | 580,9 | 580,9 | ||||||||
2я ступень, косозубая Шестерня | ||||||||||
Колесо | ||||||||||
[] ср=0,45 ([] Н1 + [] H2) = 420
Таблица данных.
Наименование, единица измерения | Обозначение | Значение | |
Требуемая мощность электродвигателя, кВт | Р | 2,2 | |
Общее передаточное число редуктора | 20,5 | ||
Передаточное число закрытых передач | 3,15 | ||
Передаточное число открытой передачи | 2,1 | ||
Крутящий момент на тихоходном валу, Нм | 263,4 | ||
Крутящий момент на промежуточном валу, Нм | |||
Крутящий момент на быстроходном валу, Нм | 29,3 | ||
Угловая скорость тихоходного вала, | 7,16 | ||
Угловая скорость промежуточного вала, | 22,5 | ||
Угловая скорость быстроходного вала, | |||
Расчет межосевого расстояния аw
По условию контактной прочности:
где:
аw — Межосевое расстояние, мм;
Ка = 49,5 для прямозубых колес, (Н/мм2);
Ка = 43 для косозубых колес, (Н/мм2), принимая ориентировочно в = 10°…15°;
Т1 — крутящий момент на валу шестерни, ;
Т1 = Тзп1 для первой передачи;
Т1 = Тзп2 для второй передачи;
для первой передачи:
— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;
— коэффициент ширины венца колеса;
для второй передачи:
Тогда:
мм
мм
Полученные значения округляем до стандартного:
aw1 = 100 мм
aw2= 150 мм
Определение модуля зацепления
Модуль зацепления:
;
где:
— вспомогательный коэффициент для прямо/косозубых передач;
— ширина венца колеса;
— делительный диаметр колеса;
;
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
Число зубьев шестерни
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:
;
Условие соблюдается.
Определяем фактическое межосевое расстояние:
мм
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 и шестерни:
мм
мм
Проверочный расчет первой передачи:
Проверяем межосевое расстояние:
Проверяем пригодность заготовок колес:
Условие пригодности заготовок колес:
;
Диаметр заготовки шестерни мм
Размер заготовки колеса мм
Условия соблюдаются
Проверяем контактные напряжение ,
Где:
К= 463 — Вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;
окружная сила в зацеплении;
= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи
;
9 степень точности
Допускаемая нагрузка передачи не более 100%, следовательно условие соблюдается.
Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:
Где:
m — модуль зацепления, мм;
— ширина зубчатого венца колеса, мм;
— окружная сила в зацеплении, Н;
= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
= 1 — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
= 1,28 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
— коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;
— коэффициент, учитывающий наклон зуба
и — допустимые напряжения изгиба шестерни и колеса, ;
Условие соблюдается, т.к. и .
Определение параметров зацепления быстроходной (косозубой) передачи
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
11°28ґ
Необходимое условие выполняется.
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:
;
Условие соблюдается. Определяем фактическое межосевое расстояние:
мм
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
мм
Проверочный расчет второй передачи
Проверяем межосевое расстояние:
Проверяем пригодность заготовок колес:
Условие пригодности заготовок колес:
;
Диаметр заготовки шестерни мм
Размер заготовки колеса мм
Условия соблюдаются
Проверяем контактные напряжение ,
Где:
К= 463 — Вспомогательный коэффициент для косозубой передачи;
окружная сила в зацеплении;
= 1,1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи
; 9 степень точности
Допускаемая нагрузка передачи не более 10%, следовательно условие соблюдается.
Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:
Где: m — модуль зацепления, мм; - ширина зубчатого венца колеса, мм; - окружная сила в зацеплении, Н;
= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
= 1 — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
= 1,04 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
— коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;
— коэффициент, учитывающий наклон зуба
и — допустимые напряжения изгиба шестерни и колеса, ;
Условие соблюдается, т.к. и .
Расчет открытых передач
1. Определяем расчетный диаметр ведущего шкива, Клиновой ремень сечения, А (по номограмме):
2. Определяем диаметр ведомого шкива, мм:
Где: — передаточное число открытой передачи, — коэффициент скольжения ()
Из стандартного ряда выбираем
3. Определяем ориентировочно межосевое расстояние
Где — высота сечения клинового ремня.
4. Определяем расчетную длину ремня
5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:
6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива a1, град:
условие выполняется.
7. определяем скорость ремня:
Где — допускаемая скорость для клиновых ремней .
8. определяем частоту пробегов ремня
Где — допускаемая частота пробегов ремня = 30
9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем
— допускаемая приведенная мощность, выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения,
скорости и диаметра ведущего шкива, С — поправочные коэффициенты.
10. Определяем число клиньев поликлинового ремня z:
11. Определяем силу предварительного натяжения
12. Определяем окружную силу
13. Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
14. Определяем силу давления вала
Проверочный расчет
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
Где а) — напряжения растяжения, Н/
б) — Напряжения изгиба, Н/
в) — Напряжение центробежных сил, Н/
Н/
г) =10 Н/ - для клиновых ремней
Н/
Условие соблюдается, так как
Составим табличный ответ:
Параметр | Значение | Параметр | Значение | |
Тип ремня | Клиновой | Число пробегов ремня | 9,2 | |
Сечение ремня | А | Диаметр ведущего шкива | ||
Количество ремней | Диаметр ведомого шкива | |||
Межосевое расстояние | Максимальное напряжение | 8,6 | ||
Длина ремня | Начальное напряжение ремня | |||
Угол обхвата | 153° | Сила давления ремня на вал | ||
Расчет составляющих усилий в зацеплении
Для первой ступени (цилиндрическая, прямозубая):
На колесе. Окружная сила:
Н
Радиальная сила:
Н
где
На шестерне:
Окружная сила:
Н
Радиальная сила:
Н
Для второй ступени (цилиндрическая, косозубая):
На колесе
Окружная сила:
Н
Радиальная сила:
Н
где, .
Осевая сила угла наклона:
Н.
На шестерне:
Окружная сила:
Н
Радиальная сила:
Н
Осевая сила угла наклона:
Н.
Для клиноременной передачи:
Радиальная сила:
Проектный расчет валов
Эскизная компоновка редуктора
Выбор материалов валов и их механические характеристики.
Вал | Марка стали | Термообработка | Твердость заготовки | ||||
Быстроходный | У | 235…262 | |||||
Промежуточный | У | 235…262 | |||||
Тихоходный | У | 235…262 | |||||
Выбор допускаемых напряжений на кручение.
Быстроходный вал
Промежуточный вал
Тихоходный вал
Определяем геометрические параметры ступеней валов.
Быстроходный вал — шестерня цилиндрическая;
Первая ступень под элемент открытой передачи. (шкив) Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.
Третья ступень под шестерню.
— определяется графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
Промежуточный вал;
Первая ступень под подшипник Вторая ступень под шестерню и колесо.
— определяется графически на эскизной компоновке.
Третья ступень под подшипник.
Тихоходный вал;
Первая ступень под элемент открытой передачи. (шкив) Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.
Третья ступень под колесо.
— определяется графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
Предварительный выбор подшипников качения
Быстроходный вал:
Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники 106, особо мягкая серия.
Промежуточный вал: 107
Тихоходный вал: 109
Вал | Размеры Ступеней | Подшипники | |||||||
Типо; размер | dхDхB, мм | Динамическая грузоподъемность | Статическая грузоподъемность | ||||||
Быстроходный | 30×52×13 | 13,3 | 6,8 | ||||||
; | |||||||||
Промежуточный | ; | 35×62×14 | 15,9 | 8,5 | |||||
; | ; | ||||||||
Тихоходный | 45×75×16 | 21,2 | 12,2 | ||||||
; | 17,6 | ||||||||
Расчетная схема валов редуктора
Быстроходный вал.
Вертикальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
Проверка
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
Горизонтальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
Строим эпюру крутящих моментов:
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
Промежуточный вал
Вертикальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
Проверка
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
Горизонтальная плоскость. Определяем опорные реакции:
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
Строим эпюру крутящих моментов:
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
Тихоходный вал
Вертикальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
Проверка
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
Горизонтальная плоскость:
Определяем опорные реакции:
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
Строим эпюру крутящих моментов:
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
Проверочный расчет подшипников
Быстроходный вал (106)
Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.
Определяем отношение
По таблице находим: e=0,14 Y=2,6; по соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
Определяем динамическую грузоподъемность
Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника
Условие выполнено
Промежуточный вал (107)
Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.
Определяем отношение
По таблице интерполированием находим: e=0,26 Y=1,74;
По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
Определяем динамическую грузоподъемность
Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника
Условие выполнено
Тихоходный вал (109)
Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.
Определяем отношение
По таблице интерполированием находим: e=0,24 Y=1,9;
По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
Определяем динамическую грузоподъемность
Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника
Условие выполнено
Проверочный расчет валов
Быстроходный вал
Сечение А-А
Определить напряжение в сечении А-А
Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.
Где ;
М — суммарный изгибающий момент в этом сечении.
Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу
Где ;
М — крутящий момент в этом сечении.
Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.
Где (по таблице)
Определить пределы выносливости в расчетном сечении.
Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Определить общий коэффициент запаса прочности.
Условие выполнено.
Промежуточный вал
Сечение Б-Б
Определить напряжение в сечении Б-Б
Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.
Где ;
М — суммарный изгибающий момент в этом сечении.
Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу
Где ;
М — крутящий момент в этом сечении.
Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.
Где (по таблице)
Определить пределы выносливости в расчетном сечении.
Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Определить общий коэффициент запаса прочности.
Условие выполнено.
Тихоходный вал
Сечение В-В
Определить напряжение в сечении В-В
Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.
Где ;
М — суммарный изгибающий момент в этом сечении.
Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу
Где ;
М — крутящий момент в этом сечении. Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.
Где (по таблице). Определить пределы выносливости в расчетном сечении.
Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Определить общий коэффициент запаса прочности.
Условие выполнено.
Проверочный расчет шпонок
Промежуточный вал, шпонка 12×8×45
Условие прочности:
определяем рабочую длину шпонки:
Определяем площадь смятия:
проверяем условие прочности:
Условие выполняется.
Промежуточный вал, шпонка 16×10×60
Условие прочности:
определяем рабочую длину шпонки:
Определяем площадь смятия:
проверяем условие прочности:
Условие выполняется.
Выбор сорта масла
Смазывание редуктора.
Способ смазывания.
Применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием)
Выбор сорта масла.
Зависит от значения расчетного контактного напряжения и фактической окружной скорости колес. По таблице выбираем масло индустриальное 4-Г-А-46
Определение уровня масла.
При окунании в масляную ванну цилиндрического колеса:
Контроль уровня масла.
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируем круглым маслоуказателем.
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.