Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Редуктор цилиндрический прямозубый

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ДМ.150106.32.22.01.ПЗ.

Разраб.

Провер.

Кирсанова Л.Н.

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

Редуктор

цилиндрический

прямозубый

Лит.

Листов

БМСТ

Содержание

Введение.

1 Назначение и область применения проектируемого редуктора………4

2 Кинематический расчёт привода и подбор электродвигателя……….5

3 Расчёт зубчатой передачи……………………………………………………7

4 Проектный расчёт валов редуктора………………………………………11

5 Конструирование зубчатых колёс……………………………………….…13

6 Конструирование корпуса редуктора………………………………….….16

7 Выбор и расчёт подшипников на долговечность………………………..17

8 Выбор и расчёт муфт………………………………………………………...21

9 Выбор и расчёт шпонок……………………………………………………….23

10 Уточнённый расчёт валов…………………………………………………..25

11 Выбор смазки редуктора…………………………………………………....27

12 Описание сборки редуктора…………………………………………………28

Литература

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

1 Назначение и область применения проектируемого редуктора

Редуктор - механизм, понижающий угловую скорость в приводах от двигателя к рабочей машине. Состоит из зубчатой передачи, установленной в отдельном корпусе.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения и потому они весьма разнообразны по своим кинематическим схемам и конструкторскому использованию.

Цилиндрические колеса данного редуктора являются прямозубыми. Ленточный конвейер установлен на заводе ОАО «БелЗАН» для погрузки и разгрузки деталей - транспортировки с одного цеха в другой.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

2 Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяется общий КПД привода

h_общ = h²_п ´ h_з ×h² (2.1)

где: h_общ - общий КПД привода

h _з = 0,98 - КПД зубчатой закрытой цилиндрической передачи

h _n = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

h _m=0,97 – коэффициент потери в муфте.

h_общ = 0,97²´0,98×0,99²= 0,9

2.2 Определяется требуемая мощность двигателя

, (2.2)

где: Р₂ - мощность на ведущем валу

Р_тр=4,2/0.9=4,6 кВт.

2.3 По таблице выбирается электродвигатель и записываются все данные и размеры

Тип двигателя А112М14

Р_эл = 4,6 кВт

п_эл = 965 об/мин

2.4 Выбирается приближенное значение общего передаточного числа

u_общ=u_общ=3

2.5 Определяется число оборотов на ведомом валу

, (2.3)

где: w - угловая скорость ведомого вала

п₂ =(35 ´ 30) / 3.14= 334,39 об/мин

2.6 ОпрИзм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

еделяется требуемая частота вращения двигателя

п_э.тр = п₂´u_общ (2.4)

п_э.тр =334,39´3 = 1003,17 об/мин

2.7 Определяется фактическое передаточное число привода

и_{общ.факт}=п_эл/п₂; (2.5)

u_{общ.факт}=950/334,39=2,8

2.8 Определяется мощность и момент на валах редуктора

2.9 Вращающиеся моменты на валах редуктора

, (2.6)

, (2.7)

, (2.8)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.1713.36.17.01.ПЗ

3 Расчёт зубчатой передачи

3.1 Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубчатых колес выбирается распространённая сталь 45 с термообработкой – улучшение. По таблице 8.4 принимается для колеса твёрдость 235…262HB,для шестерни твёрдость 269…302 HB.[1]таблица 8.4

Находим:

Н_1ср=0,5×(269+302)=285,5HB

Н_2ср=0,5×(235+262)=248,5НВ

3.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния находим по формуле (13,17) при К=0,8

(3.1)

(3.2)

3.3 Допускаемые контактные напряжения

По таб. 12.8 находим базовое число циклов напряжений

для шестерни N_HG1=22,5·10⁶

для колеса N_HG2=16,2·10⁶

Число циклов нагружения зубьев за все время работы при n_з=1

1) для шестерни:

(3.3)

2) для колеса:

(3.4)

Так как N_HE1˃N_HG и N_HE2˃N_HG2

Z_n1=1 и Z_n2=2

Z_R1=Z_R2=1

Z_v=1

[S]_Н=1,1

г) По формулам табл. 12.7 определяем пределы контактной выносливости:

для шестерни:

для колеса:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

д) Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10)

для шестерни:

[σ]_H1=641·1·1·1/1,1=583 Н/мм²;

[σ]_H2=567·1·1·1/1,1=516 Н/мм²;

Для расчета прямозубой передачи принимаем меньшее из допускаемых напряжений, т.е. [σ]_H1=[σ]_H2=516 Н/мм²;

3.4. Допускаемые напряжения изгиба.

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе, N_FG=4·10⁶.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1), значение коэффициента µ_F принимаем по табл. 12.2 при q_F=6 ( для термообработки – улучшение):

шестерни:

колеса:

Так как N_FE1˃N_FG и N_FE2˂N_FGто по условию формулы (12.14) принимаем коэффициенты долговечности Y_N1=1; Y_N2=1; Y_R1=Y_R2=1; Y_A=1. Принимаем коэффициент запаса прочн1ости [s]_F=1.7

По табл. 12.10 определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:

для шестерни:

для колеса:

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (12.13):

для шестерни:

3.5 Коэффициенты нагрузки:

K_HV=1.11; K_FV=1.22;

коэффициент ширины венца: Ψ_bd=0.315

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы:K⁰_Hβ=1.05; K_w=0.38:

Значение коэффициента K_Fβ находим по формуле (12.9), приняв G_F=0.91

По формуле (12.5) находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для принятой 8-й степени точности:

Находим значение коэффициента нагрузки по формулам (12.4) и (12.8) при К_А=1:

3.6 Рассчитывается межосевое расстояние передачи

(3.3)

Принимаем стандартное знаечение α_ω=112мм ( §22.4)[1]

3.7 Ширина венца колеса и шестерни:

b₂=ψ_а×a_ω (3.5)

b₂=0,315 ×112=36 мм.

b₁=b₂+4

b₁=36+4=40мм.

(3.3)Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

3.8 Рассчитываем нормальный модуль зубьев.

Минимальное значение по формуле (13.16):

Максимальное значение по формуле (13.19):

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

По таблице 11.1 принимаем из первого ряда т=2мм.

3.9 Рассчитывается число зубьев колёс.

Суммарное число зубьев.

, (3.7)

Число зубьев шестерни.

(3.8)

Число зубьев колеса

Z₂=Z_Σ -Z₁ (3.9)

Z₂=112-30=82

3.10 Рассчитывается фактическое передаточное число.

(3.10)

Для дальнейших расчетов принимаем u=u_ф=2,7

3.11 Проверочный расчет на контактную прочность по формуле (13.13):

что меньше допускаемого [σ]_F=516Н/мм² на 1,4%. Контактная прочность зубьев обеспечивается, поэтому рассчитанные параметры передачи принимаем за окончательные.

3.12 Силы в зацеплении.

Рассчитываем окружную силу по формуле (13.6):

Рассчитываем радиальную силу по формуле (13.7):

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

3.13 Проверочный расчет на прочность при изгибе по формуле (13.14):

Принимаем значение коэффициента Y_F1 и Y_F2 формы зуба и концентрации напряжений для передачи без смещения (х=0), для шестерни Z₁=30 Y_Fs1=3.88; для колеса Z₂=82 Y_Fs2=3.59. Принимаем расчетные коэффициенты Y_β=1; Y_ε=0.8.

Определяем расчетные напряжения изгиба в основании ножки зуба:

Для колеса по формуле (13.14):

Для шестерни по формуле (13.15):

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3.14 Рассчитываем основные геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (13.2):

d₁=m×Z₁ (3.11)

d₁=2×30=60.000 мм

d₂=m×Z₂ (3.12)

d₂=2×82=160.000 мм

Диаметр вершин шестерни и колеса по формуле (13.3):

d_a1=d₁+2m (3.14)

d_a1=60.000+2·2=64.000 мм

d_a2=d₂+2m (3.15)

d_a2=164.000+2·2=168.000 мм

Диаметр впадин шестерни и колеса по формуле (13.4):

d_f1 = 60.000-2.5·2=55.000мм

d_f2 =164.000-2.5·2=159.000мм

Межосевое расстояние по формуле (13.5):

(3.13)

3.13 Определяется пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни

D_заг=d_a1+6 мм (3.18)

D_заг=64+6=70 мм, что меньше D_пред=80 мм

Принимается колесо без выемок – монолитное, для которого

S_заг=b₂+4 мм (3.19)

S_заг=36+4=40 мм, что меньше S_пред=80 мм.

Условие пригодности заготовок выполняется.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

4 Предварительный расчёт валов

1 Ведущий вал.

Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.

1.1Выполняется расчёт выходного конца.

(4.1)

где Т₁ – вращающий момент на ведущем валу;

[τ_кр] – допускаемое напряжение кручения для стали 45.

d_1вых=0,75×d_эл; (4.2)

где d_эл=32 мм – диаметр выходного конца электродвигателя.

d_1вых=0,75×32=24 мм

Принимается d_1вых=24 мм.

1.2Рассчитывается диаметр под подшипник

d_1п=d_1вых+6 мм (4.3)

d_1п=24+6=30 мм

принимаем d_1п=30 мм.

Диаметр под шестерню не рассчитывается т.к. конструируется вал-шестерня

2 Ведомый вал

Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.

2.1 Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.

; (4.4)

Принимается окончательно d_2вых=28 мм.

2.2 Рассчитывается диаметр под подшипники.

d_2п=d_2вых+2 (4.5)

d_2п=28+2=30 мм

2.3 Рассчитывается диаметр под колесо.

d_2к=d_2п+5 (4.6)

d_2к=30+5=35 мм

3 На ведущий вал выбираются подшипники 106 легкой серии.

d=30 мм; D=55 мм; В=13 мм; r=1,5 мм; С=13,3 кН; С₀=6,8 кН.

4 На ведомый вал выбираются подшипники 106 легкой серии.

d=30 мм; D=55 мм; В=13 мм; r=1,5 мм; С=13,3 кН; С₀=6,8 кН.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

5 Конструирование зубчатых колёс

1 Шестерня выполняется за одно целое с валом; её размеры определены выше: d₁=52 мм; d_а1=56 мм; b₁=40 мм.

2 Колесо кованое: d₂=128 мм; d_а2=132 мм;b₂=36 мм.

2.1 Рассчитывается диаметр ступицы

d_ст=1,6×d_к2 (5.1)

где d_ст – диаметр ступицы, мм;

d_к2 – диаметр вала под колесо, мм.

d_ст=1,6×35=56 мм

2.2 Рассчитывается длина ступицы

l_ст=(1,2÷1,5)×d_к2 (5.2)

где l_ст – длина ступицы, мм.

l_ст=(1,2÷1,5)×35=42÷52,5 мм

Принимается l_ст=50 мм.

2.3 Рассчитывается толщина обода

δ₀=(2,5÷4)×m_п (5.3)

где δ₀ – толщина обода, мм;

т_п – модуль зубьев, мм.

δ₀=(2,5÷4)×2=5÷8 мм

Принимается δ_о=8 мм.

2.4 Рассчитывается толщина диска

С=0,3×b₂ (5.4)

где С – толщина диска, мм;

b₂ – ширина венца, мм.

С=0,3×36=10,8 мм

2.5 Определяется диаметр центровой окружности

D_отв=0,5×(D₀+d_ст) (5.5)

где D_отв – диаметр центровой окружности, мм;

D₀ – внутренний диаметр обода, мм;

d_ст – диаметр ступицы, мм.

D_отв=0,5×(106+56)=81 мм

2.6 Определяется диаметр отверстий

(5.6)

где d_отв – диаметр отверстий, мм.

Принимается d_отв=12 мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

6 Конструирование корпуса редуктора

6.1 Рассчитывается толщина стенок корпуса и крышки редуктора.

δ=0,025×а_ω+1 (6.1)

где δ – толщина стенок корпуса, мм;

а_ω – межосевое расстояние,мм.

δ=0,025×95+1=3,37 мм

По таблице 10.2 [2] толщина стенок корпуса и крышки δ≥6амм. Окончательно принимается δ=8мм.

δ₁=0,02×а_ω+1 (6.2)

где δ₁ – толщина стенок крышки, мм.

δ₁=0,02×95+1=2,9 мм

Окончательно принимается δ₁=8 мм.

6.2 Рассчитывается толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b=1,5×δ (6.3)

где b – толщина верхнего пояса, мм;

δ – толщина стенок корпуса, мм.

b=1,5×8=12 мм

6.3 Рассчитывается толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.

b₁=1,5×δ₁ (6.4)

где b₁ – толщина нижнего пояса, мм;

δ₁ – толщина стенок крышки, мм.

b₁=1,5×8=12 мм

6.4 Рассчитывается толщина нижнего пояса корпуса.

р=2,35×δ (6.5)

где р – толщина нижнего пояса корпуса, мм;

р=2,35×8=18,8 мм

Принимается толщина нижнего пояса корпуса р=20 мм.

6.5 Рассчитывается толщина рёбер основания корпуса.

т=(0,8÷1)×δ (6.6)

где т – толщина рёбер, мм;

δ – толщина стенок корпуса, мм.

т=(0,8÷1)×8=6,8÷8 мм.

6.6 Определяется диаметр фундаментных болтов.

d₁=(0,03÷0,036)×а_w+12 (6.7)

d₁=(0,03÷0,036)×95+12=14,85÷15,42 мм

Принимаются болты с резьбой М16.

6.7 Определяется диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d₂=(0,7÷0,75)×d₁ (6.8)

d₂=(0,7÷0,75)×16=11,2÷12 мм.

Принимаются болты с резьбой М12.

6.8 Определяется диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом.

d₃=(0,5÷0,6)×d₁ (6.9)

d₃=(0,5÷0,6)×16=8÷9,6 мм

Принимаются болты с резьбой М10.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.15.01.ПЗ

7 Выбор и расчёт подшипников на долговечность

7.1 Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеется F_t=1434,7H, F_r=516,49 H; из первого этапа компоновки l₁=50 мм.

7.1.1 Определяются реакции опор:

в плоскости xz

(7.1)

где R_х1=R_х2 – реакции опор, Н;

F_t – окружная сила, Н.

в плоскости yz

(7.2)

где F_r – радиальная сила, Н;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм.

7.1.2 Определяются суммарные реакции

(7.3)

7.1.3 Выбирается подшипники по более нагружённой опоре 1-2. Намечаем радиальные шарикоподшипники 106 серии: d=30 мм; D=55 мм; В=13 мм; С=13,3 кН; С₀=6,8 кН.

7.1.4 Рассчитывается эквивалентная нагрузка

P_э=(XVP_r1+Y)K_σK_τ (7.4)

где Р_э – радиальная нагрузка, Н;

V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца;[2]

К_σ=1; K_τ=1 – коэффициенты безопасности для приводов ленточных конвейеров.

Р_э=1×1×762,41 ×1×1=762,41 Н

7.1.5 Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.5)

где С – динамическая грузоподъёмность, Н

7.1.6 Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.6)

где п – частота вращения вала, об/мин.

7.2 Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: F_t=1434,7 H, F_r=516,49 H

7.2.1 Определяются реакции опор:

в плоскости xz

(7.7)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

в плоскости yz

(7.8)

7.2.2 Определяются суммарные реакции

(7.9)

(7.10)

7.2.3 Выбираются подшипники по более нагружённой опоре 3-4.

Намечаем шарикоподшипники радиальные 106 серии: d=30 мм; D=55 мм; В=13 мм; С=13,3 кН; С₀=6,8 кН.

7.2.4 Рассчитывается эквивалентная нагрузка

P_э=P_r4VK_σK_τ (7.11)

P_э=1×1×762,41 ×1×1=762,41 Н

7.2.5 Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.12)

7.2.6 Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.13)

Изм.

Лист