Расчет редуктора цилиндрический 2-х ступенчатого соосного

Содержание.
Введение. 4
1 Энергокинематический расчет привода и подбор электродвигателя. 5
2 Расчет прямозубой тихоходной передачи. 10
3 Расчет прямозубой быстроходной передачи. 16
4 Эскизное проектирование 19
5 Расчет клиноременной передачи 22
6 Проверочный расчет валов. 24
7 Расчет шпоночных соединений. 37
8 Выбор и обоснование системы смазки 38
Литература. 39

2 Расчет прямозубой тихоходной передачи.

Исходные данные:
Вращающий момент на валу шестерни Т1=471,8 Нм
Частота вращения вала шестерни n1=170,33 мин-1
Передаточное число U=3,19
Требуемый ресурс передачи – Lh=15000 час
Расположение колес несимметричное. Все ссылки на таблицы и формулы в источнике [1].

Материал шестерни и колеса.
Для изготовления зубчатых шестерен выбираем сталь 40ХНМА, Т.О., улучшение, НВ=275…310, НВср=292,5, в = 1080 МПа, в = 900 МПа.
Для изготовления зубчатых колес 0тиспользуем сталь 50Г2, Т.О., улучшение. НВ = 240…256, НВср = 252,5, в = 980 МПа, в = 740 МПа.

Допустимые контактные напряжения.

Для расчета цилиндрических передач принимают наименьшее из найденных.



Определяем базовые пределы контактной выносливости.

МПа – для шестерни
МПа – для колеса [3],

Выбираем коэффициент безопасности

- для однородной структуры

Определяем коэффициент долговечности.
...

3 Расчет прямозубой быстроходной передачи.

Исходные данные.
Вращающий момент на валу шестерни Т1=114,64 Нм
Частота вращения вала шестерни n1=730 мин-1
Передаточное число U=4,3

Материалы шестерни и колеса примем аналогичными тихоходной ступени.
Примем модуль зацепления m=4 мм; ширину зубчатого колеса b2=100 мм.
Межосевое расстояние равно 220 мм.
aw=0,5m(z1+z2);

Уточняем передаточное число

Ширина шестерни
мм

Вычисляем диаметры колес
Делительные
мм
мм
Выступов
мм
мм
Впадин
мм
мм
Силы в зацеплении
Н
Н
Проверяем передачу на контактную прочность

zH=1,77cos=1,77cos0=1,77 – учитывает форму сопряженных поверхностей.
zm=275 (для сталей) – учитывает механические свойства материала.
z=1 – для прямозубых передач.

Определяем окружную скорость и степень точности изготовления колес.
...

4 Эскизное проектирование
4.1 Предварительный расчет диаметров валов и назначение подшипников.
Тихоходный вал.
Определим исходя из статической прочности на кручении диаметр выходного конца вала
мм
По стандартной втулочно-пальцевой муфте принимаем d=63 мм
Диаметр под подшипник dП= 65мм
Диаметр под колесом принимаем равным диаметру под подшипником
Диаметр упорный dБП=dП+3,2r=65+3,2*3=74,6 мм
Назначаем подшипник средней серии №313

Промежуточный вал.
мм
Примем диаметр под колесом равным 40 мм.
Диаметр упорный dБК=dК+3f=40+3*1,6=52,8 мм.
Примем dБК=53 мм
Диаметр под подшипник принимаем равным диаметру под колесом dП=40 мм.
Назначаем подшипник средней серии №308.

Быстроходный вал
мм
Примем диаметр входного конца вала равным 28 мм.
Диаметр под подшипник dП=d+2t=28+2*2,2=32,4 мм.
Примем dП=35 мм.
Диаметр упорный dБП=dП+3,2r=35+3,2*2=41,4 мм
Принимаем dБП=42 мм.
Выбираем подшипник средней серии №307.

4.
...

5 Расчет клиноременной передачи
[2], стр. 369
Исходные данные:
U = 2
n1 = 1460 мин-1
Передаваемая мощность N=9,22 кВт
Для заданных условий подходит ремень сечением В(Б).
Результаты расчета сведем в таблицу.
Определяемые величины
Расчетные формулы

Ширина ремня b0, мм
По табл. 11.11
17
Толщина ремня h, мм

10,5
Площадь поперечного сечения F, мм2

138
Диаметр малого шкива D1, мм
табл. 11.13
180
Диаметр большого шкива D2, мм
D2≈D1i(1–ε)
356,4
Ближайший диаметр по стандарту, мм
табл. 11.13
355
Уточненное передаточное число при ε=0,01

1,992
Скорость ремня, м/с

13,75
Межосевое расстояние

800
Расчетная длина ремня, мм

2452,17
Ближайшая стандартная длина ремня, мм
по табл. 11.11
2500
Межосевое расстояние А, мм

825
Угол обхвата малого шкива

167,27
Коэффициенты


угла обхвата

0,962
скорости

0,955
режима работы
по табл. 11.7
1,0
k0, Н/мм2, при σ0=1,2 Н/мм2
по табл. 11.14
1,91
Окружное усилие, Н

670,55
Число ремней

3

Расчет клиноременной передачи на долговечность.
...

6 Проверочный расчет валов.
Для проверочного расчета изобразим все силы, действующие на колеса и валы редуктора.

Q – сила, действующая на быстроходный вал от клиноременной передачи;
FT – силы в зацеплении тихоходной передачи;
FБ – силы в зацеплении быстроходной передачи;
FM – сила, действующая на тихоходный вал от неточной установки муфты.
6.1 Проверка на прочность быстроходного вала.
Исходные данные:
Q = 1317,5 Н
= 2730 Н
= 934 Н
Т = 114,6 Нм
l1 = 64,5 мм
l2 = 74,5 мм
l3 = 74,5 мм

Горизонтальная плоскость.
Найдем реакции опор.


Н
Н
Проверка:
:

Строим эпюру изгибающих моментов.
Нм
Нм

Вертикальная плоскость.
Н

Строим эпюру изгибающих моментов.
Нм

Суммарная эпюра изгибающих моментов.



Эпюра крутящих моментов
Нм

Проверим статическую прочность вала.

МПа
МПа
МПа
МПа
Условие прочности выполняется.
Проверим быстроходный вал на выносливость.
,
где S – запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений изгиба и кручения.
...

8 Выбор и обоснование системы смазки
Окружная скорость зубчатого колеса тихоходного вала
м/с
Контактные напряжения
Н=476 МПа.
Принимаем масло индустриальное И-40А.
Система смазывания – картерная.
Глубина погружения колеса в масляную ванну
мм.
Для выходных концов валов редуктора принимаем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79
Библиографический список
1. Дунаев П.Ф., Лепиков О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990
2. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1976
3. Иванов М.Н. Детали машин. М.
...