Проектирование коническо-цилиндрического редуктора (тяговая сила ленты - 17,5 кН, скорость движения ленты - 3 м/с)

 

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКИ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовому проекту по дисциплине: «Прикладная механика»

на тему: Проектирование коническо-цилиндрического редуктора.

Автор проекта                                                                      Сопот Д.А.

Специальность (направление)          551300, Электропривод и автоматизация.                                                        

Обозначение проекта                        КП.ПМ.44.11.3.4.8

Группа                                               ЭМ-44

Руководитель проекта                                                              Ванаг Ю.В.

Проект защищен                                                      Оценка

Новосибирск, 2006

Содержание:

Техническое задание Ведение	1 2
1. Обоснование выбора электродвигателя	2
2.Расчёт зубчатых передач.	5
2.1Выборматериала для зубчатых колес	5
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений	5
2.3Расчет допускаемых напряжений изгиба.	7
2.4 Расчет допускаемых напряжений при перегрузках	7
2.5 Определение размеров зубчатых колёс	8
2.6 Определение ориентировочных размеров редуктора.	9
2.6.1 Уточнение параметров цилиндрической зубчатой передачи.	10
2.6.2 Уточнение параметров конической зубчатой передачи.	11
2.7 Проверка напряжений в зубьях зубчатых передач.	12
2.7.1 Определение рабочих контактных напряжений.	12
2.7.2 Определение рабочих напряжений изгиба.	14
2.7.3 Проверка напряжений при перегрузках.	16
3. Эскизная компоновка редуктора.	16
4.Подбор подшипников.	18
4.1 Расчёт сил, действующих в зацеплении	20
4.2 Построение расчётных схем валов.	21
4.3. Подбор подшипников.	22
4.4. Выбор посадок колец подшипников.	23
5.Выбор посадок. Расчёт одной посадки.	23
6.Смазывание и уплотнение. 7. Подбор муфт. 8.Спецификация 9.Графики 10. Список используемой литературы.	25 25 27

1. Техническое задание №10

На проектирование ленточного транспортера.

Вариант №2.

Исходные данные	Разм.
F	кН	17.5
w	1/с	21
H	Тыс.ч	12
V	м/с	3

1-Электродвигатель

2- Муфта

3-Редуктор

4- Две рабочие машины

Зацепление:

К - косозубое

Ш - шевронное

 

1.Обоснование выбора электродвигателя

Рассчитаем КПД редуктора:

Где , , ,

Мощность электродвигателя:   т.к две рабочие машины, то домножаем на 2

принимаем 32кВт

Общее передаточное число редуктора:

 

Где дано по условию, а - стандартная частота, которая равна следующим значениям: 304.7, 150.8, 101.0, 75.9 рад/с.

Таким образом:

В соответствии с условием  выбираем в качестве подходящих ,

Передаточное отношение быстроходной ступени:

Округляем полученные значения в соответствии с ГОСТом:

Ub1=4.6

Ub2=3.3

Находим передаточное число тихоходной ступени:

Округляем полученные значения в соответствии с ГОСТом:

Находим крутящий момент на выходном валу:

Крутящий момент на промежуточном валу:

 (w=304.7рад/с)

(w=150.8рад/с)

Крутящий момент на первом валу:

 

 (w=304.7рад/с)

 (w=150,8рад/с)

Полученные данные заносим в таблицу:

Название параметра		Значение параметра
Частота вращения двигателя,		304.7	150.8
Передаточные числа	Редуктора  Uр	14,5	7,2
	Быстроходной ступени Uб	4.6	3.3
	Тихоходной ступени Uт	3,2	2,3
Крутящие моменты на валах редуктора	Быстроходного    Т1	50,3	102,9
	Промежуточного Т2	218	312
	Тихоходного         Т3	666	666

Определим предварительные размеры редуктора:

(w=304.7рад/с)

 = (w=150,8рад/с)

Таким образом, подставляя полученные ранее значения, получаем:

Приближённо определяем массу G:

, если

        

Прибавляем к полученной массе массу двигателя:

Таким образом, выбираем те параметры редуктора, которые соответствуют наименьшей суммарной массе редуктора и двигателя, т.е.:

2.Расчёт зубчатых передач.

2.1. Выбор материала для зубчатых колес

Так как в техническом задании нет особых требований к габаритам передачи, но, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес  материал со средними механическими характеристиками.

Быстроходная ступень - сталь 40ХН:

для шестерни термообработка – нормализация, твердость НВ_ш = 250, для колеса термообработка – нормализация, твердость НВ_к = 220

Тихоходная ступень - сталь 40ХН:

для шестерни термообработка – нормализация, твердость НВ_ш = 250, для колеса термообработка – нормализация, твердость НВ_к = 220.

2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [s_H]

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

, где  S_H - коэффициент безопасности (при поверхностноупрочнённых зубьев S_H =1,2);

s_Нlimb - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов (при НВ £ 350  s_Нlimb = 2HB_ш + 70);

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи. Принимаем его равным 1.

Произведение  по ГОСТу для колёс с d<1000мм. принимаем равным 0.9.

Быстроходная ступень:

Рассчитаем предел усталостной прочности:

σ_Hlimb(ш) = 2·НВ_ш + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа;

σ_Hlimb(к) = 2·НВ_к  + 70 = 2·220 + 70 = 510 МПа;

Для не прямозубых передач за допускаемое контактное напряжение рекомендуют принимать условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле:

Тихоходная ступень:

Так как для тихоходной ступени были выбраны такие же материалы, как и для быстроходной, то допускаемые контактные напряжения принимают те же значения.

2.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба.

где   - предел выносливости при изгибе (при улучшении    ),

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности выкружки в основании зуба(при улучшении Y_R = 1),

K_FC – коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки (если передача нереверсивная K_FС = 1),

– коэффициент долговечности. Если рассчитанное значение   < 1, то принимается равным единице (К_FL=1).

-коэффициент, учитывающий механическое упрочнение(=1.3)

- коэффициент, учитывающий масштабный фактор(=1)

S_F – коэффициент безопасности (S_F =2.275).

Быстроходная ступень:

Предел выносливости зубьев при изгибе:

s_Flim(ш)  = 1,8·НВ_ш = 1,8·250 = 450 Мпа;

s_Flim(к)  = 1,8·НВ_к = 1,8·220 = 396 МПа

Тихоходная ступень:

Так как для тихоходной ступени были выбраны такие же материалы, как и для быстроходной, то допускаемые  напряжения изгиба принимают те же значения.

1.4.  Расчет допускаемых напряжений при перегрузках

Допускаемые напряжения при перегрузках и ограниченном числе нагру-жений определяются по формулам:

,

- предел текучести(700)

2.5 Определение размеров зубчатых колёс.

Размеры шестерней быстроходной и тихоходной ступеней:

Диаметр шестерни быстроходной ступени:

Где - коэффициент нагрузки(1.4)

- Коэффициент ширины зубчатого венца конической передачи

- Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба

мм

Диаметр шестерни тихоходной ступени:

Где - коэффициент нагрузки(1.3)

Диаметр колеса тихоходной ступени:

Диаметр колеса быстроходной ступени:

2.6.  Определение ориентировочных размеров редуктора.

Рассчитаем ширину колёс:

Ширина венца зубчатого колеса:

Ширина шестерни:

Внешнее конусное расстояние конической передачи:

мм

Ширина венца конического колеса:

мм

Углы делительных конусов:

Диаметры валов редуктора:

Где  - пониженное допускаемое касательное напряжение для материала вала(20…45МПа)

Согласуем этот диаметр с диаметром вала двигателя и принимаем его равным 30 мм.

2.6.1 Уточнение параметров цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем межцентровое расстояние:

Модуль зацепления:

Согласуем полученное значение с ГОСТом:

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Где - угол наклона зуба(30°)

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Уточняем передаточное число:

Уточняем угол наклона зуба:

Степень точности изготовления зубчатых колёс по окружной скорости:

После выбора значения модуля, зная число зубьев, можно уточнить диаметры колёс по формулам:

2.6.2 Уточнение параметров конической зубчатой передачи.

Принимаем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса:

Модуль зацепления:

Согласуем полученное значение с ГОСТом:

Уточняем размеры зубчатых колёс:

Внешнее конусное расстояние:

Нормальный модуль зацепления:

Среднее конусное расстояние:

Назначаем степень точности по окружной скорости:

2.7 Проверка напряжений в зубьях зубчатых передач.

2.7.1 Определение рабочих контактных напряжений.

Быстроходная ступень:

Где KS=25400

- уточнённое значение коэффициента нагрузки

Где - степень точности(8)

       

 

Условие прочности выполняется, недогрузка 17%

Тихоходная ступень:

Где KS=16300

         =1

Перегрузка 5% , условие прочности выполняется.

2.7.2 Определение рабочих напряжений изгиба.

Быстроходная ступень:

Шестерня:

Где =1500

- коэффициент формы зуба

- приведённое число зубьев

Условие прочности для шестерни выполняется

Колесо:

Условие прочности для колеса выполняется.

 

Тихоходная ступень:

Шестерня:

Где - коэффициент формы зуба

Условие прочности для шестерни выполняется.

Колесо:

Условие прочности для колеса выполняется.

2.7.3 Проверка напряжений при перегрузках.

Контактные напряжения при перегрузках:

Где

Быстроходная ступень:

Тихоходная ступень:

Напряжения изгиба при перегрузках:

Быстроходная ступень:

Для шестерни:

 

Для колеса:

Тихоходная ступень:

Для шестерни:

Для колеса:

3.  Эскизная компоновка редуктора.

Для того, чтобы выполнить эскизную компоновку редуктора, необходимо рассчитать некоторые размеры:

- толщина стенки корпуса, где максимальный крутящий момент.

Между вращающимися деталями предусматриваем следующие зазоры:

- между торцами зубчатых колёс

- между торцом колеса и внутренними деталями корпуса.

- между вершинами зубьев колеса и корпусом.

По этим данным выполняем эскизную компоновку:

4.  Подбор подшипников.

4.1 Расчёт сил, действующих в зацеплении

Быстроходная ступень:

- окружная сила.

- осевая сила

Где - угол зацепления, - угол наклона зуба.

- радиальная сила.

 

                                                      

Тихоходная ступень:

- окружная сила

- радиальная сила

4.2 Построение расчётных схем валов.

Предварительно выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 8338-75. Обозначение подшипника 209.

     

Величина консольной нагрузки:

Окружная сила действует в плоскости XOZ: 

Проверка:

В плоскости YOZ действует радиальная и осевая силы:                                                                     

Проверка:

В плоскости действия консольной нагрузки:      

                              

 

Проверка:

4.3. Подбор подшипников.

Оцениваем суммарные реакции в опорах:

Согласно схеме нагружения вала осевую нагрузку воспринимает пятая