Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора с клиниременным приводом (мощность выходного вала привода - 4 кВт, частота вращения выходного вала привода 150 об/мин)

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.

  1.1 Кинематическая схема привода

Рисунок1- Кинематическая схема привода

Мощность выходного вала привода Р=4

Частота вращения выходного вала привода

1.2 Определяем общий КПД привода:

 

где - КПД зубчатой передачи, табл. 2.2 [4, с.40]

- КПД цепной передачи, табл. 2.2 [4, с.40]

- КПД одной пары подшипников качения, табл. 2.2 [4, с.40]

- КПД муфты табл. 2.2 [4, с.40]

1.3 Определяем требуемую мощность двигателя:

 кВт

1.4 Определяем ориентировочное значение частоты вращения двигателя.

 , где: ориентировочное передаточное число привода.

,

, ,

1.5 Принимаем электродвигатель по табл. К9 [4, с.384]

Тип-4А132М6У3, ,  кВт

1.6 Определяем передаточные числа ступеней привода.

1.6.1 Определяем общее передаточное число привода

1.6.2 Принимаем стандартное значение передаточного числа закрытой передачи по табл.2,3.[4.с43]

1.6.3 Рассчитываем передаточное число цепной передачи

1.7 Определение частоты вращения валов:

  I.  ;

  II.  ;

III.   ;

1.8 Определяем угловые скорости валов:

  I. 

  II.   

III.   

1.9   Определение мощности на валах

I.      

II.     

III.     

1.10 Определяем вращательные моменты на валах:

  I. 

  II. 

III. 

Результаты расчетов вводим в таблицу

Таблица1-Силовые и кинематические параметры привода

Вал
I	960	100,48	4,773	47,5
II.	384	40,192	4,489	111,688
III.	150	15,7	4	254,77

2 ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ МУФТЫ

Исходные данные:

1)  диаметр вала электродвигателя мм, табл. П2 [2.с391]

2)  Вращающий момент на валу   Нм

2.1 Расчётный момент

Нм, где Кр=1,3 – коэффициент режима работы табл. П58[3c390]

2.2 .По табл. П59 [3.c391] по расчетному моменту и диаметру вала подбираем муфту МУВП со следующей характеристикой ГОСТ21424-75

наружный диаметр муфты D = 140 мм.

диаметр окружности расположения пальцев D=100 мм.

диаметр пальцев d= 14 мм.

длина пальцев L=33 мм число пальцев Z = 6

длина втулки мм.

длина муфты L = 165 мм.

2.3 Определяем окружную силу, передаваемую одним пальцем

Н

2.4 Определяем максимальное напряжение изгиба

2.5 Определяем напряжение смятия на поверхности отверстия втулки

2.6 Нагрузка на вал

,

Где, -радиальная жесткость муфты табл.10.27[4.с238]

мм.- радиальное смещение табл.К21[4.c401]

3 РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

1)  Передаточное число зубчатой передачи U= 2,5

2)  Вращающий момент на валу колеса .

3)  Угловая скорость ведомого вала

3.1 Материал зубчатой пары

Для шестерни  и колеса, принимаем одинаковую марку стали: 40ХН

Термообработка : колесо – улучшение до твёрдости 269…302НВ.

шестерня -  улучшение до твёрдости закалка Т184 до твердости 40ХН; 285HRC.

Размеры заготовки:

Диаметр шестерни мм. табл. 8.4 [1]

Толщина колеса  мм. табл. 8.4 [1]

3.2 Допускаемые контактные напряжения

, где =1 – коэффициент долговечности

- допускаемые контактные напряжения изгиба, соответствующие пределу контактной выносливости

, принимаем , проверяем условие

3.3 Допускаемые напряжения изгиба

Где =1 коэффициент долговечности

,  - допускаемые напряжения изгиба, соответствующие изгибной выносливости

3.4 Внешний делительный диаметр колес

d

Где Vн=0,85 - коэффициент вида конических колес ;

 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

Принимаем мм.

3.5 Число зубьев шестерни и колеса принимаем Z1=21

число зубьев колеса Z2=Z1U=21 2,5=53

3.6 Фактическое передаточное число

отклонение

3.7 Внешний окружной модуль

3.8 Углы делительных конусов

3.9 Внешнее конусное расстояние

3.10 Ширина зубчатого венца

принимаем

3.11 Окончательные размеры колес а) делительный диаметр

б) диаметр вершин зубьев

в) средние делительные диаметры

3.12 Пригодность заготовки шестерни и колеса

3.13 Средняя окружная скорость колес

.

d2- средний делительный диаметр

3.14 Силы в зацеплении окружная сила на шестерне

радиальная сила на шестерне и осе на колесе

где -угол зацепления осевая сила на шестерне и радиальное на колесе

3.15 Проверка зубьев по контактному напряжению контактное напряжение

σ

где -коэффициент вида конических колес

σ=

Определяется перегрузка (до5%) или недогрузка (до 10%)

3.16 Проверка зубьев по напряжению изгиба а) эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

б) по значениям находим коэффициенты формы зуба

в) расчетные напряжения изгиба

где -коэфф. неравномерных нагрузки по длине

4 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

1)  Передаточное число цепной передачи U=2,56

2)  Частота вращения ведущего вала об/мин.

3)  Мощность на ведущем валу кВт.

4.1. Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ГОСТ13568-75

4.2 Число зубьев ведущей звездочки

      

Принимаем  =25

4.3. Определяем число зубьев видомой звездочки

Принимаем

4.4 Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного

4.5 Определяем допускаемое давление в шарнирах цепи по табл.5.8[4.c91]

4.6Оределяем коэффициент эксплуатации

- коэффициент динамической нагрузки табл.5.7[4.c91]

 коэффициент способа смазывания табл.5.7[4.c91]

 коэффициент наклона линии центров к горизонту табл.5.7[4.c91]

 коэффициент способа регулирования напряжений цепи табл.5.7[4.c91]

 коэффициент режима работы табл.5.7[4.c91]

4.7 Определяем вращающий момент на малой звездочке

Н/м

4.8 Определяем шаг цепи

принимаем Р=25,4

4.9 Для приятого шага цепи Р=25,4 по табл.5.8[4.с91] уточняем значение [

4.10.проверяем условие

где, -наибольшая допускаемая условная скорость ведущей звездочки табл.21.3[1.c281]

4.11 Определяем скорость цепи

м/с.

4.12 Определяем окружную силу, передаваемую цепью

Н.

4.13 Определяем расчетное давление в шарнирах цепи

где, - площадь опорной поверхности шарнира табл.7.15[2.с147]

4.14 Определяем ориентировочное межосевое расстояние

4.15 Определяем длину цепи в шагах  

Полученное число округляем до целого четного числа  шагов

4.16 Определяем межосевое расстояние

4.17 Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки

4.18 Определяем предварительное напряжение цепи

   

где, коэффициент приближения [4.c94]

- масса 1м. цепи табл.7.15[2.с147]

G=9,81- ускорение свободного падения

4.19 Определяем напряжение цепи от центробежных сил

       

4.20 Проверяем прочность цепи определяя коэффициент запаса прочности

где, кН- разрушающая нагрузка цепи табл.7.15[2.с147]

[S]=9,5-допускаемый коэффициент запаса прочности табл.5.9[4.с94]

- коэффициент динамической нагрузки табл.5.7[4.c91]

4.21 Определяем силу давления на вал

Н

где, - коэффициент нагрузки вала табл.5.7[4.90]

5 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

1)  Вращающий момент на ведущем валу

2)  Вращающий момент на ведомом валу 

5.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала

где, допускаемое напряжение т.к. валы соединены с электродвигателем стандартной муфтой МУВД ,то принимаем

Принимаем

Диаметр вала под подшипники:

Диаметр вала под уплотнение:

Диаметр под резьбу

Принимаем стандартную резьбу    М42×1,5

Диаметр под подшипник:

Диаметр упорного участка вала:

Длина выходного конца вала: 

5.2. Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала

где, допускаемое напряжение округляем по ряду

Принимаем

Диаметр выходного конца вала:

где [τ]=20МПа

Диаметр под уплотнения:

Диаметр под подшипник:

Диаметр под ступицу зубчатого колеса

Диаметр упорного участка вала

Длина выходного конца вала

6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

6.1 Шестерня

Внешний делительный диаметр

средний делительный диаметр

внешний диаметр вершин

Ширина зубчатого венца

высота головки зуба

высота ножки зуба

длина ступицы

6.2 Колесо внешний делительный диаметр

средний делительный диаметр

внешний диаметр вершин

Ширина зубчатого венца

высота головки зуба  

высота ножки зуба

диаметр ступицы

длина ступицы 

Толщина обода

Толщина диска

впадина   

Рисунок 1– Зубчатое колесо

Рисунок 2– Ведомый вал

7.КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА

РЕДУКТОРА

7.1 Толщина стенки корпуса

Принимаем

7.2 Толщина верхнего пояса корпуса редуктора

7.3 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

7.4 Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

7.5 Толщина стенке крышки редуктора

принимаем δ=8мм

7.6 Толщина пояса крышки

7.7 Диаметр фундаментных болтов

  принимаем болты М20

7.8 Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу подшипников

Принимаем болты М14

7.9 Диаметр болтов соединяющих крышку корпусом

Принимаем болты с резьбой М10

7.10 Диаметр резьбы пробки для слива масла

7.11 Ширина соединения корпуса и крышки редуктора около   подшипников

7.12 Ширина нижнего пояса корпуса

7.13 Ширина нижнего корпуса редуктора

7.14 диаметр винтов для крепления крышки подшипников     к корпусу редуктора

7.15 диаметр винтов для крепления крышки смотрового отверстия 

8 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

8.1 Выбираем способ смазывания: зацеплению зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло ,для подшипников пластичный мат-л. Устанавливаем мазе удерживающие кольца ,размером

8.2 Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии.

Размеры подшипников:

Ведущий вал

Ведомый вал  7207

8.3 Для определения точек приложения реакций подшипников определяем размеры

8.4 Толщина фланца крышки подшипника

8.5 Высота головки болта

8.6 После вычерчивания предварительной компоновки редуктора ,на чертеже замеряем расстояние:

                 

9  ПОДБОР И ПРОВЕРКА

ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Расчёт ведущего вала

Исходные данные:

1)  Окружная сила на червяке Н

2)  Радиальная сила на червяке Н

3)  Осевая сила Н

4)  Размеры:    мм

мм

Делительный диаметр шестерни мм

6) Нагрузка на вал от муфты Н

1.  Вертикальная плоскость

Определяем реакции опор

Проверка:

Изгибающие моменты в сечениях

2 .Горизонтальная плоскость

Определяем реакции опор

Проверка

Изгибающие моменты в сечениях

3.Вращающий момент

4.Суммарные реакции опор

9.2  Расчёт подшипников на ведущем валу

Исходные данные:

1)  Суммарные реакции опор

2)  Базовая динамическая грузоподъёмность кН

3)  Частота вращения вала

4)  коэффициент   y=1,45

5)  коэффициент  е=0,41

Определяем  осевое составляющие

Определяем  осевые нагрузки

принимаем коэффициент нагрузки радиальной х=1

осевой        у=0

Определяем эквивалентную нагрузку

где V=1- коэффициент

- коэффициент безопасности

- коэффициент, учитывающий влияние температуры

Определяем отношение

X=1 ; Y=0

Эквивалентная нагрузка

Определяем расчетную долговечность

Обозначение	d,мм	D,мм	T,мм	B,мм	C,мм	Сr,кН	e	y
7209	45	85	20,75	25	116	50	0,41	1,45

9.3  Расчет ведомого вала

Исходные данные

1)  окружная сила Н

2)  радиальная сила Н

3)  осевая сила

размеры

4)  делительный диаметр колеса 

5)  нагрузка на вал от цепной передачи Н

9.3.1  Вертикальная плоскость

Определяем реакции опор

Проверка

Изгибающие моменты в сечениях

9.3.2 .Горизонтальная плоскость

Определяем реакции опор

Проверка

Изгибающие моменты в сечениях

9.3.3 Вращающий момент

9.3.4 Суммарные реакции опор

9.4 Расчёт подшипников на ведомом валу

Исходные данные:

1)  Суммарные реакции опор

2)  Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника

кН

3)  коэффициент     е=0,37

4)  Частота вращения вала

5) коэффициент   y=1,62

Определяем  осевые составляющие

=0,83 0,37 364,28=111,87Н

Н

Определяем осевые нагрузки

1-ый подшипник определяем отношение 

Принимаем коэф. нагрузки:

радиальной:     

осевой:           

Эквивалентная нагрузка:

2-ой подшипник

Определяем отношение 

Принимаем коэф. нагрузки:

радиальной:          

осевой:                      

Эквивалентная нагрузка:

Определяем расчётную долговечность

Обозначение	d,мм	D,мм	Т, мм	В,мм	Сr,кН	С,мм	е	у
7207	35	72	18,25	25	38,5	212	0,41	1,45

10 ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Исходные данные:

1)  Вращающий момент на валах

Ведущем  Нмм

Ведомом  Нмм

2)  Диаметр выходных концов валов

Ведущем

Ведомом

3)  Диаметр валов под колесом

4) Длинна выходных концов валов

Ведущем

Ведомом

5) Длинна ступицы колеса

10.1 Ведущий вал

Размер шпонки                   

Длинна  шпонки:

принимаем

Напряжение смятия  

МПа МПа

10.2 Ведомый вал а) Размер шпонки под зубчатым колесом      

        

Длинна  шпонки:

принимаем

Напряжение смятия  МПаМПа б) а) Размер шпонки на выходном конце вала      

        

Длинна  шпонки:

принимаем

Напряжение смятия  МПаМПа

11УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Исходные данные:

1)  Материал ведущего вала: Сталь 40ХН

2)  Пределы выносливости:

                           Пределы прочности:               

3)  Материал ведущего вала: Сталь 45 нормализованная

Пределы выносливости          

Пределы прочности:                

11.1 Сечение на выходном конце ведущего вала А-А

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки

Изгибающий момент в сечении

Момент сопротивлению изгиба

Момент сопротивления кручению

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Амплитуда и средние напряжения цикла касательных напряжений

где,  вращающий момент принимаем коэффициенты концентрации напряжений нормальных

касательных  табл. 8.5(3)

Максимальный фактор для напряжений нормальных

касательных  табл. 8.8(3)

коэффициент

коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

11.2 Сечение вала под колесом Б-Б

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки

Изгибающий момент в сечении

Момент сопротивления изгибу

где диаметр вала

  - размеры шпонки

Момент сопротивления кручению 

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 

где  вращающий момент

Принимаем коэффициенты концентрации напряжений, табл. 8.5 [3] :

нормальных 

касательных 

Принимаем фактор для напряжений, табл. 8.8 [3]

касательных

Коэффициент

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

11.3 Сечение вала под колесом В-В

Концентрацию напряжений вызывает наличие посадки с натягом

Изгибающий момент в сечении

Осевой момент сопротивления

 

где – диаметр вала

Полярный момент сопротивления

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 

где  – вращающий момент

Принимаем        

Коэффициент

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

11.4 Сечение вала Г-Г

Концентрацию напряжений вызывает переход от диаметра d =35мм