Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной - Курсовая работа

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Т.к. ступень раздвоенная, то ширину венца шестерни и колеса берем в 2 раза меньше: Л) Проверка межосевого расстояния: М) Проверка годности заготовок колес: Условия пригодности: ; Исходные данные: Мощности P1=3012 КВТ, P2=2861 КВТ; частоты вращения n1=1435 об/мин, n2=318 об/мин; передаточное отношение u=3.2; вращающие моменты T1=20 Нм, T2=86 Нм (параметры с индексом 1 относятся к ведущему (входному) валу передачи, с индексом 2 - к ведомому (выходному)). 1) Первая ступень. а) Окружная сила на колесе и шестерне: б) Радиальная сила на колесе и шестерне: в) Осевая сила на колесе и шестерне: 2) Вторая ступень. а) Окружная сила на колесе и шестерне: б) Радиальная сила на колесе и шестерне: 3) Ременная передача. 1) Вертикальная плоскость: а) определение опорных реакций: Проверка:-307 505 505-1403 700=0. б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х: 2) Горизонтальная плоскость а) определение опорных реакций б) построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3: 3) Построение эпюры крутящих моментов: 4) Определение суммарных радиальных реакций: 5) Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях: 2.5.

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического) и механизма для передачи энергии (движения). Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического редуктора с раздвоенной косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной, открытой клиноременной передачи. Выходной вал редуктора соединен с конвейером цепной однорядной муфтой.

Техническое задание

Проектирование привода цепного конвейера.

Схема привода:

Дано: Ft=5000 H, V=0.5 м/с, z=11, T=125, L=5 лет, Ксут=0,58, Кгод=0,8.

Серийность: 5шт.

График нагрузки:

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя

1. Мощность на выходном валу привода, КВТ: Вт.

2. Коэффициент полезного действия (КПД) привода

.

3. Расчетная (требуемая) мощность электродвигателя, КВТ: Вт.

4. Частота вращения выходного вала, об/мин: об/мин.

5. Передаточное число привода: ;

.

6. Расчетная max и min частота вращения вала электродвигателя, об/мин:

; об/мин;

. об/мин.

7. Выбор электродвигателя (по ГОСТ): ,;

.;

Выбираем электродвигатель 4А71АУ3; КВТ; об/мин.

8. Действительное передаточное число привода: .

9. Разбивка передаточного числа привода по ступеням: ;

10. Силовые и кинематические параметры валов привода: об/мин;

об/мин;

Вт;

об/мин;

Вт;

об/мин;

Вт; с-1;

Нм; с-1;

Нм; с-1;

Нм; с-1;

Нм;

Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4А71АУ3 Рном=4 КВТ; nном=1435 об/мин

Параметр Передача Параметр Вал

Закрытая (редуктор) Открытая Двигателя Редуктора Приводной рабочей машины

I II Быстроходный Промежуточный Тихоходный

Передаточное число u 4,5 4,5 3,2 Расчетная мощность Р, КВТ 3 2,8 2,7 2,5 2,5

Угловая скорость ?, 1/с 150 33,3 8,34 2,3 2,3

КПД 0,96 0,95 0,95 Частота вращения n, об/мин 1435 318 79,7 22 22

Вращающий момент Т, Н*м 20 86 326 1118 1118

2. Эскизный проект

2.1 Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

2.1.1 Определение числа циклов перемены напряжений:

2.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений: а) Первая ступень: Шестерня быстроходного вала (300 НВ)

Колесо промежуточного вала (270 НВ)

Вторая ступень: Шестерня промежуточного вала (270 НВ)

Колесо тихоходного вала (240 НВ)

Таблица 2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи Марка стали Dперед Термообработка НВ1 ср. ?B ?-1 [?]H [?]F

Sперед НВ2 ср.

Шестерня Колесо Сталь 40Х Сталь 40Х 125 80 У У 300 270 900 900 410 410 522 278

Шестерня Колесо Сталь 40Х Сталь 40Х 125 125 У У 270 240 900 790 410 375 473 272

2.2 Расчет закрытой цилиндрической ЗП

2.2.1 Первая ступень

А) Межосевое расстояние;

Согласно ряду R40 принимаем .

Б) Модуль зацепления:

Т.к. модуль 1.5 не подходит, а модуль 2.0 слишком большой, то принимаем .

В) Угол наклона зубьев:

Г) Суммарное число зубьев:

Д) Действительная величина угла наклона зубьев:

Е) Число зубьев шестерни:

Ж) Число зубьев колеса:

З) Фактическое передаточное отношение

И) Фактическое межосевое расстояние:

К) Фактические геометрические параметры передачи: Таблица 3.

Параметр Шестерня Колесо

Диаметр Делительный

Вершин зубьев

Впадин зубьев

Ширина венца

Т.к. ступень раздвоенная, то ширину венца шестерни и колеса берем в 2 раза меньше:

Л) Проверка межосевого расстояния:

М) Проверка годности заготовок колес: Условия пригодности: ;

Данное неравенство выполняется.

Н) Проверка контактных напряжений: ; ;

Окружная сила в зацеплении -

Окружная скорость колес

Условие прочности выполняется, т.к. перегрузка не превышает 5%.

О) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :

П) Проверка зубьев при действии пиковой нагрузки:

Максимальное контактное напряжение:

Максимальное напряжение изгиба:

Таблица 4. Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчет

Параметр Значение Параметр Значение

Межосевое расстояние 130 Угол наклона зубьев 9,2674

Модуль зацепления 1,75 Диаметр делительной окружности: Шестерни Колеса 48 212

Ширина зубчатого венца: Шестерни Колеса 22,5 21 Диаметр окружности вершин: Шестерни Колеса 52 216

Число зубьев: Шестерни Колеса 27 120 Диаметр окружности впадин: Шестерни Колеса 44, 208

Вид зубьев Косые

Проверочный расчет

Параметр Допускаемые значения Расчетные значения Примечания

Контактные напряжения 522 543 Перегрузка 4%

Напряжения изгиба, 309 163

278 154

2.2.2 Вторая ступень

А) Межосевое расстояние;

Согласно ряду R40 принимаем .

Б) Модуль зацепления:

Принимаем .

В) Суммарное число зубьев:

Г) Число зубьев шестерни:

Д) Число зубьев колеса:

Е) Фактическое передаточное отношение

Ж) Фактическое межосевое расстояние:

З) Фактические геометрические параметры передачи: Таблица 5.

Параметр Шестерня Колесо

Диаметр Делительный

Вершин зубьев

Впадин зубьев

Ширина венца

И) Проверка межосевого расстояния:

К) Проверка годности заготовок колес: Условия пригодности: ;

Данное неравенство выполняется.

Л) Проверка контактных напряжений: ; ;

Окружная сила в зацеплении

Окружная скорость колес

Условие прочности выполняется, т.к. недогрузка не превышает 10%.

М) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :

H) Проверка зубьев при действии пиковой нагрузки:

Максимальное контактное напряжение:

Максимальное напряжение изгиба:

Таблица 6. Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчет

Параметр Значение Параметр Значение

Межосевое расстояние 250 Угол наклона зубьев

Модуль зацепления 2 Диаметр делительной окружности: Шестерни Колеса 90 410

Ширина зубчатого венца: Шестерни Колеса 83 80 Диаметр окружности вершин: Шестерни Колеса 94 414

Число зубьев: Шестерни Колеса 45 205 Диаметр окружности впадин: Шестерни Колеса 85 405

Вид зубьев прямые

Проверочный расчет

Параметр Допускаемые значения Расчетные значения Примечания

Контактные напряжения 473 426

Напряжения изгиба, 278 126

272 124

2.3 Расчет и проектирование открытой передачи

1. Исходные данные: Мощности P1=3012 КВТ, P2=2861 КВТ; частоты вращения n1=1435 об/мин, n2=318 об/мин; передаточное отношение u=3.2; вращающие моменты T1=20 Нм, T2=86 Нм (параметры с индексом 1 относятся к ведущему (входному) валу передачи, с индексом 2 - к ведомому (выходному)).

Выбираем тип сечения ремня А(А).

2. Диаметр ведущего (малого) шкива: Kd=3.5; dmin=90 мм.

3. Диаметр ведомого (большого) шкива: Принимаем d2=315 мм.

4. Действительное передаточное отношение;

5. Межосевое расстояние;

6. Расчетная длина ремня;

Lp=1250 мм.

7. Действительное межосевое расстояние;

8. Угол обхвата ремнем ведущего шкива;

9. Скорость ремня;

10. Число ремней передачи;

P0=1.2 КВТ; Cp=1.1; Cl=0.97; Ca=0.84; Ck=0.8.

СР- коэффициент, учитывающий динамичность передачи и режим ее работы;

CL- коэффициент, учитывающий длину ремня;

Ca- коэффициент, учитывающий угол обхвата малого шкива;

CK- коэффициент, учитывающий число ремней z;

Берем 4 ремня.

11. Сила начального натяжения одного клинового ремня;

12. Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного ремня;

13. Сила, нагружающая валы передачи;

Таблица 7. Параметры клиноременной передачи.

Параметр Значение Параметр Значение

Тип ремня клиновой Диаметр ведущего шкива d1 100 мм

Сечение ремня А(А)

Количество ремней z 4 шт Диаметр ведомого шкива d2 315 мм

Межосевое расстояние a 277.525 мм Предварительное натяжение F0 100 Н

Длина ремня Lp 1250 мм

Угол обхвата малого шкива a1 185,8о Сила давления ремня на вал Fоп 700 Н

2.4 Конструирование валов

2.4.1 Определение сил в зацеплении

1) Первая ступень. а) Окружная сила на колесе и шестерне:

б) Радиальная сила на колесе и шестерне:

в) Осевая сила на колесе и шестерне:

2) Вторая ступень. а) Окружная сила на колесе и шестерне:

б) Радиальная сила на колесе и шестерне:

3) Ременная передача.

4) Муфта на тихоходном валу.

2.3.2 Определение размеров ступеней валов

1) Быстроходный вал

Конструктивно принимаем d=35 мм;

d1=d 2t=35 5=40 мм;

d2=d1 5мм=45 мм;

l=1.5d1=1.5*35=52 мм;

l1=1.5d1=1.5*40=60 мм;

l2=219 мм.

2) Промежуточный вал

Конструктивно принимаем d1=50 мм;

d2=d1 5=55 мм;

d3= d2 5=60 мм;

l1=1.5d1=1.5*50=75мм;

l2=b2=42 мм;

L3=5 мм.

В виду конструктивных особенностей принимаем l1=53 мм.

3) Тихоходный вал d1=d 5мм=70 мм;

d2= d1 5мм=75 мм;

d3= d2 5мм=80 мм;

l=1.5*d1=1.5*65=97 мм;

l1=180 мм;

l2=b2=80 мм;

L3=94 мм.

2.5 Расчетная схема валов редуктора

2.5.1 Быстроходный вал

Дано: Ft1=1538 H; Fr1=505 H; Fa1=226 H; Fоп=700 H.

1) Вертикальная плоскость: а) определение опорных реакций:

Проверка: -307 505 505-1403 700=0. б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:

2) Горизонтальная плоскость а) определение опорных реакций б) построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3:

3) Построение эпюры крутящих моментов:

4) Определение суммарных радиальных реакций:

5) Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях:

2.5.2 Промежуточный вал

Дано: Ft2=1538 H; Ft3=15453 H; Fr2=505 H; Fa2=226 H; Fr3=1772 H.

1) Вертикальная плоскость а) определение опорных реакций:

Проверка: -505-505-381-381 1772=0. б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:

2) Горизонтальная плоскость а) определение опорных реакций

Проверка: -954,5-954,5 5453-1772-1772=0. б) построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:

3) Построение эпюры крутящих моментов:

4) Определение суммарных радиальных реакций:

5) Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях:

2.5.3 Тихоходный вал

Дано: Ft4=5453 H; Fr4=1772 H; Fm=4180 H.

1) Вертикальная плоскость а) определение опорных реакций:

Проверка: 886 886-1772=0. б) Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 2…4:

Таблица 8. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал Подшипник Размеры DXDXB, мм Динамическая грузоподъемность, Н Долговечность, ч

Принят предварительно Выбран окончательно Crp Cr L10h Lh

Б 1000908 208 40x80x18 14511 32000 107229 10000

П 2210 2210 50x90x20 4517 45700 10352444 10000

Т 50143 50314 70x150x35 25955 104000 15068 10000

2.6 Расчет шпонок

2.6.1 Быстроходный вал

Шпонка под шкив: b=6 мм; h=6 мм; t1=3 мм; t2=2.3 мм; l=22 мм.

Шпонка выбрана верно.

2.6.2 Промежуточный вал

1) Шпонка под зубчатое колесо: b=6 мм; h=6 мм; t1=3.5 мм; t2=2.8 мм; l=36 мм.

Шпонка выбрана верно.

2.6.3 Тихоходный вал

1) Шпонка под зубчатое колесо: b=6 мм; h=6 мм; t1=3.5 мм; t2=2.8 мм; l=56 мм.

Шпонка выбрана верно.

2) Шпонка под муфту: b=6 мм; h=6 мм; t1=3.5 мм; t2=2.8 мм; l=56 мм.

Шпонка выбрана верно.

2.7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

Коэффициент перегрузки Кп принимаем равным 2.2 (зависит от типа двигателя).

2.7.1 Быстроходный вал а) Суммарный изгибающий момент во втором сечении вала (см. п. 2.5.1.):

б) Суммарный крутящий момент:

в) Моменты сопротивления : Изгибу

Кручению

г) Нормальное напряжение: зубчатый передача вал подшипник д) Касательное напряжение:

e) Частные коэффициенты запаса прочности:

ж) Общий коэффициент запаса прочности:

2.7.2 Промежуточный вал а) Суммарный изгибающий момент в третьем сечении вала (см. п. 2.5.2.):

б) Суммарный крутящий момент:

в) Моменты сопротивления : Изгибу

Кручению

г) Нормальное напряжение:

д) Касательное напряжение:

e) Частные коэффициенты запаса прочности:

ж) Общий коэффициент запаса прочности:

2.7.3 Тихоходный вал а) Суммарный изгибающий момент во втором сечении вала (см. п. 2.5.3.):

б) Суммарный крутящий момент:

г) Нормальное напряжение:

д) Касательное напряжение:

e) Частные коэффициенты запаса прочности:

ж) Общий коэффициент запаса прочности:

2.8 Проверочный расчет валов на сопротивление усталости

2.8.1 Быстроходный вал

Допустимый коэффициент запаса прочности принимаем [s]=1.7.

Наиболее нагруженный участок вала в сечении подшипника 4 (см. п. 2.5.1.)

1) Определяем напряжения в опасном сечении: Нормальное напряжение

Касательное напряжение

2) Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений: Радиус галтели r=2 мм; буртик t=2,5 мм; ?в=900 Н/мм2 => K?=2; K?=1.65.

Вал изготовлен из легированной стали 40Х => Kd=0.73.

KF=1.5

3) Определяем пределы выносливости:

.

4) Определяем коэффициенты запаса прочности:

5) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

2.8.2 Промежуточный вал

Допустимый коэффициент запаса прочности принимаем [s]=1.7.

Наиболее нагруженный участок вала в сечении шестерни 3 (см. п. 2.5.2.).

1) Определяем напряжения в опасном сечении: Нормальное напряжение

Касательное напряжение

2) Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений: Радиус галтели r=2,5 мм; буртик t=3 мм; ?в=900 Н/мм2 => K?=2; K?=1.65.

Вал изготовлен из легированной стали 40Х => Kd=0.70.

KF=1.5

3) Определяем пределы выносливости:

4) Определяем коэффициенты запаса прочности:

5) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

2.8.3 Тихоходный вал

Допустимый коэффициент запаса прочности принимаем [s]=1.7.

Наиболее нагруженный участок вала в сечении подшипника 2 (см. п. 2.5.3.)

1) Определяем напряжения в опасном сечении: Нормальное напряжение

Касательное напряжение

2) Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений: Радиус галтели r=2,5 мм; буртик t=3 мм; ?в=790 Н/мм2 => K?=1.95; K?=1.6.

Вал изготовлен из легированной стали 40Х => Kd=0.67.

Выбран вид механической обработки - обточка => KF=1.1

3) Определяем пределы выносливости:

4) Определяем коэффициенты запаса прочности:

5) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

2.9 Выбор муфт

Определение расчетного момента:

Т.к. конвейер ленточный, Kp=1.35.

Выбираем цепную однорядную муфту с цепью ПР-50.8-22700 (T=2000 Нм; ?мах=75 с-1).

Посадочное отверстие муфты d=65 мм; l=97 мм.

2.10 Смазывание

Смазочные устройства Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием. В редукторе будем использовать масло И-Г-С-100 ГОСТ 17479.4-87 для 600 Н/мм21м/с, то колесо промежуточного вала должно быть погружено в масляную ванну на глубину hm. hm принимаем равным 10 мм.

Объем масляной ванны равен 0.718х0.117х0.206=0,0173 м3=17,3 л.

2.11 Конструирование корпуса редуктора

В качестве материала корпуса выбираем СЧ15. Толщина стенки корпуса:

Минимальное расстояние между рабочими органами и стенкой корпуса примем с=11 мм

Крепление крышки редуктора к корпусу: а) Диаметр болтов

Выбираем болты М14. б) Ширина фланца

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1998.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2.-Калининград: Янтарный сказ,1999.

3. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1988.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора -машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1982.

Размещено на