Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Государственное автономное образовательное учреждение среднего профессионального образования Свердловской области

«Каменск-Уральский политехнический колледж»

Курсовой проект

По дисциплине «Техническая механика»

Выполнил: М.П. Кочнев

Проверил: Р.М. Торопова

2014



Содержание

Введение

1. Расчетная часть

1.1 Выбор электродвигателя и кинематическая схема

1.2 Расчет зубчатых колес редуктора

1.2.1 Проектный расчет

1.2.2 Проверочный расчет

1.3 Предварительный расчет валов

1.3.1 Ведущий вал

1.3.2 Ведомый вал

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1.6 Подбор и проверка шпонок

1.7 Расчет долговечности подшипника

1.8 Проверочный расчет валов

1.8.1 Ведущий вал

1.8.2 Ведомый вал

1.9 Определение критерия технического уровня редуктора

2. Описательная часть

2.1 Выбор посадок

2.2 Смазка деталей редуктора

2.3 Сборка редуктора

Библиография



Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащего для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип редуктора (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); тип червячных колес (с нижним и верхним червяками и т. д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.)

Рассматриваемая кинематическая схема включает в себя: одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими косозубыми колесами и поликлиновую передачу.



1. Расчетная часть

Привод скребкового конвейера

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Требуемая мощность электродвигателя кВт

Pтр=

где: Ртр -требуемая мощность на валу двигателя;

F - окружная сила на барабане, F= 3 кН;

V - окружная скорость барабана, V= 0,55 м/с;

общ - общий коэффициент полезного действия.



общ=р.п.*з.п.*п.*м.,=0,89

где - коэффициент полезного действия ременной передачи; 0,99 редуктор двигатель одноступенчатый подшипник

- коэффициент полезного действия зубчатой передачи; =0,98

-коэффициент полезного действия подшипников; =0,97

- коэффициент полезного действия муфты; =0,96

Pтр=кВт

Номинальная мощность двигателя = 2,2, кВт:

Номинальная мощность двигателя 2,2 кВт

Тип двигателя 4АМ112MA8У3, частота вращения вала двигателя

=750 об/мин.

Кинематический расчёт

Определение передаточного числа привода и его ступеней

,

где, -угловая скорость вала двигателя, сек-1;

? дв- угловая скорость звездочки, сек-1;

?_б=

U

u1= 3; u2= 5,6

Отклонение скорости тяговой цепи (допустимо 3%);

д = ==7,6 %

Угловые скорости валов редуктора:

?1= рад/сек

?2= рад/сек

где, - угловая скорость ведущего вала;

- угловая скорость ведомого вала;

Вращающие моменты на валах:

Tдв==0,03 Н*м

Т1=Тдв*U1*рр.п.=0,03*3*0,97=0,06 Н*м

Т2=Т1*U2*зз.р.=0,06*5,6*0,97=0,32 Н*м

1.2 Расчет зубчатых колес редуктора

1.2.1 Проектный расчет

Межосевое расстояние , мм:

где, - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43

- коэффициент ширины венца колеса. Принимаем его равным 0,35

u - передаточное число редуктора, u=5,6;

- вращающий момент на тихоходном валу, =128,3 Нм

[у]- допускаемое контактное напряжение, =412,65 Н/ммІ;

K -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, K~1;

Допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи, Н/ммІ;

[у] =0,45*([у] + [у])

[у] =1,8*235+67=490 Н/ммІ(шестерня),

[у] = 1,8*200+67=427 Н/ммІ(колесо),

[у] =0,45*( 499 + 427)=412,65 Н/ммІ

aщ

Округляем по таблице до 160 мм

Модуль зацепления m, мм:

m= (0,01-0,02) = (0,01-0,02) * 160=1,63,2, принимаем 2 мм

Ширина венца колеса и шестерни:

B2=шa*aщ=0,35*156=56 мм

B1=49+4=53 мм

Угол наклона зубьев для косозубой передачи

=arcsin=7,2

Суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес

z?===156

Действительная величина угла наклона зубьев для косозубой передачи

Число зубьев шестерни:

Z1=

Число зубьев колеса:

Z2=z?-z1=156-28=128

Фактическое передаточное число , его отклонение Дu от u:

Uф==5,4

Фактическое межосевое расстояние: для косозубых передач

aщ=



1.2.2 Проверочный расчет

Делительный диаметр шестерни:

d1==57,4 мм

Делительный диаметр колеса:

d2==265 мм

Проверка контактных напряжений , Н/ммІ:

,

где К - вспомогательный коэффициент, К=376;

- окружная сила в зацеплении, Н

Н

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи, которая равна 9 ,;

K - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

K~1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, =1.

МПа,

Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса Н/ммІ:

;

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес зависит от степени точности передачи, которая равна 9,

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес ;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, ;

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых колес определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни: 27 и колеса:95; тогда

коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Н/мм2

Н/мм2

У шестерни: 13,07 Н/мм2 ? 247,2 Н/мм2;

У колеса: 65,38 Н/мм 2 ? 206 Н/мм2.



1.3 Предварительный расчет валов редуктора

1.3.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом контактном напряжении [ф]= 20 МПа по формуле:

мм

где Т1- крутящий момент на ведущем вале; Т1=27 Нм;

[ф]- допускаемое касательное напряжение; [ф]=20 МПа;

dП1=19+5=24 мм

Под подшипниками dП1=30 мм. Под шестерней dК1=35 мм.

1.3.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца ведомого вала при допускаемом контактном напряжении [ф]= 20 МПа по формуле:

где Т2- крутящий момент на ведомом вале; Т2=128,3 Нм ;

[ф]- допускаемое касательное напряжение; [ф]=20 МПа;

Под подшипниками dП2=60 мм, под колесом dК2=65 мм.



1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется за одно целое с валом.

Делительный диаметр =65,3 мм,

Диаметр вершин зубьев =57

Ширина шестерни =53 мм.

Колесо кованое

Делительный диаметр =212,12 мм,

Диаметр вершин зубьев =53мм,

Ширина колеса =49мм,

Диаметр ступицы =1,6=1,6*65=104 мм.

Длинна ступицы =44 мм.

Толщина обода = (2,5 ч 4)

Толщина диска С=0,3*=0,3*49 =14,7 мм.

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышек редуктора

=0,025а+1=0,025*125+1=4,5мм, принимаем =8,

Толщина верхнего пояса (фланца)корпуса

B=1,5 = 1,5*8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса

p= 2.35 = 2.35*8 = 19 мм, принимаем р=20мм.

Диаметр фундаментных болтов , требуемые болты М16,

Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников

, требуемые болты М12,

Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом

= (0,5 ч0,6) 16=8 мм, требуемые болты М8.

1.6 Расчёт плоскоременной передачи

Диаметр ведущего шкива d1:

мм

Диаметр ведомого шкива d2:

где, u- передаточное число ременной передачи; u1=2;

е- коэффициент скольжения; е=0,02;

Полученное значение округляем до ближайшего стандарта, d2=400мм.

Фактическое передаточное число и проверка его отклонения:

(доп. 3%)

Ориентировочное межосевое расстояние, мм:



a ? 1,5(

a ? = 1,5(140+400)=810 мм

Расчетная длина ремня:

мм;

Полученное значение округляем до ближайшего стандарта, l=900мм.

Уточнение значения межосевого расстояния:

мм

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

где, d1- диаметр ведущего колеса; d1=90мм;

n1-частота вращения ведущего колеса; n1=700 об/мин;

[v]-допускаемая скорость; [v]= 35м/сек;

(м/сек)

Частота пробегов:

где, [U]-допускаемая частота пробегов; [U]=15с-1;

Окружная сила Ft, передаваемая ремнём:

Допускаемая удельная окружная сила [КП]:

[Pп]=[Pо] •Ср•Сб•Сl

где [Pо]=2,96 Н/мм2 допускаемая приведенная мощность,

Ср- поправочный коэффициент; Ср=1,02;

Сб- поправочный коэффициент; Сб=1;

Сl- поправочный коэффициент; Сl =0,85;

[Pп]= 2,32*0,94*1*0,85=2,3Н/мм2.

Площадь поперечного сечения ремня А, мм2:

А=

A=2,8*100=280мм2

Сила предварительного натяжения ремня F0,Н:

где, у0 - предварительное натяжение;

Сила натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей:

Сила давления ремня на вал:

Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви умах, Н/мм2:

где, у1- напряжение растяжения, Н/мм2;

[уp]- допускаемое напряжение растяжения, [уp]=8Н/мм2;

где, уи- напряжения изгиба, Н/мм2;



где, Еи- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных

ремней; Еи=80 Н/мм2;

Определение напряжения от центробежных сил уv, Н/мм2;

уv=p•v2•10-6;

где, р- плотность материала ремня; р=1300кг/мм3;

уv=1250•5,122 *=0,03Н/мм2;

уmax=2,8+1,6+0,03=4,43 Н/мм2 < 8 Н/мм2

1.7 Подбор и проверка шпонок

Таблица 1. Шпонки

№	T	d	b	h		l	Назнач.
1	0,06	20	6	5	3	100	Шкив b=112
2	0,32	25	8	8	4	32	Муфта L=38
3	0,32	35	10	14	5	50	Колесо b2=56

Проверка по напряжениям смятия

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

Ведущий вал

Ведомый вал

….

Условие выполнено.

1.8 Расчет долговечности подшипников

1.8.1 Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем

Ft=1209,6 H, Fr=439 H, Fa=157,H,



Н, мм

Из чертежа редуктора LB=120mm,

реакции опор:

в плоскости yz

Н

Н

В плоскости xz:

==604,5 Н

H

L10h=a1*a23*m

где , , об/мин

L10h =1*0,7* ч?Lh=8000ч

1.8.2 Ведомый вал

Суммарные реакции

RA===609,7H;

RB===701,87 H;

Расчетная долговечность, млн. об.

Rr=RB=701,87 H

RE=(X*V*Rr+Y)*Kb*KT=(0,56*1*701,87+1,99*609,7) = 1606,3 мПа

L10h=a1*a23*m=1*0,7*3=8300 ч.

L10h?Lh=60000ч.



1.9 Проверочный расчет валов

1.9.1 Ведущий вал

Выходной конец вала испытывает только кручение

Рисунок 2. - Схема ведущего вала

Сечение А-А:

,

где - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

- предел выносливости в расчетном сечении вала,

- коэффициент концентрации касательных напряжений

,

где - эффективный коэффициент концентрации напряжения,

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

- коэффициент влияния шероховатости,

= 1,85

= 0,85

= 1,2

- касательное напряжение

,

где - крутящий момент, = 27

- полярный момент сопротивления сечения вала

,

где b - ширина шпонки, b=54,2;

- глубина паза, =3;

d - диаметр вала, d=18

Вал - прочный.



1.10 Определение критерия технического уровня редуктора

Определение критерия технического уровня редуктора

=1,8

где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора,

где m-масса редуктора

с-плотность чугуна

ц-коэффициент заполнения ц=0,45

Технический уровень редуктора - средний, в большинстве случаев производство экономически не оправдано.



2 Описательная часть

2.1 Выбор посадок

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка полумуфты на быстроходный вал редуктора

Шейки валов под подшипники выполняются с отклонением вала К6

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

2.2 Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окнанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм.

Объем маслянной ванны из расчета 0,25 масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0,25*1.5=0,375 .

При контактных напряжениях =392 МПа и скорости V=0,8 м/с, рекомендуемая вязкость должна быть примерно равна 28*1/с

Принимаемое масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняется шприцем через пресс-масленки.

2.3 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 20х12х40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстий крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Библиография

1. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин»: М: Машиностроение, 1988. - 414 с.

2. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Калининград: Янтарный сказ, 2002. - 454 с.

Размещено на Allbest.ru

...