Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

"Сибирский государственный индустриальный университет"

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

По дисциплине "Прикладная механика"

Тема: "Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора"

Выполнил: Гребнев А.С.

Группа ЗЭ-13

Шифр 13032

Проверил: Дёмин В.М.

Новокузнецк

2015

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании: допускать автоматизацию работы машины, стандартизацию деталей и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике, так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.

Исходные данные

1 - электродвигатель;

2 - муфта;

3 - редуктор;

4 - цепная передача;

5 - барабан приводной.

Срок службы 8Ч103 часов Нагрузка близкая к постоянной

Исходные данные:

Тяговое усилие F = 4,8 кН

Скорость ленты V = 1,6 м/с

Диаметр барабана D = 250 мм

Тип муфты - МУВП

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определение потребной мощности привода

По исходным данным определяется потребная мощность привода, т.е. мощность на выходе (кВт):

(1)

кВт

1.2 Определение коэффициента полезного действия

Коэффициент полезного действия (КПД) рассчитывается по формуле:

(2)

где:

- КПД, учитывающий потери в соединительной муфте;

- КПД, учитывающий потери в подшипниках;

- КПД, учитывающий потери в цилиндрической зубчатой передаче;

- КПД, учитывающий потери в клиноременной или цепной передаче;

n - количество пар подшипников.

Значения КПД отдельных элементов приведены в таблице 1. Рекомендуется выбирать средние значения из приведенных интервалов.

Таблица 1 - Рекомендуемые значения КПД

Тип передачи, звена кинематической цепи
Муфта соединительная	0,98
Подшипники качения (одна пара)	0,99
Зубчатая цилиндрическая	0,96…0,98
Цепная	0,92…0,95
Ременная	0,94…0,96

1.3 Определение частоты вращения приводного вала

Частота вращения приводного вала определяется по формуле (об/мин):

(3)

об/мин

1.4 Выбор предварительного общего передаточного числа привода

Общее передаточное число определяется как произведение передаточных чисел отдельных элементов кинематической цепи:

(4)

где:

- передаточное отношение редуктора;

- передаточное отношение ременной или цепной передачи.

Значения передаточных чисел отдельных элементов кинематической цепи выбираются из таблицы 2.

Таблица 2 - Рекомендуемые значения передаточных чисел передач

Тип передачи	u
Зубчатая цилиндрическая	2,5…5,6
Цепная	1,5…3
Ременная	2…3

1.5 Определение требуемой частоты вращения двигателя

Требуемая частота вращения электродвигателя определяется по формуле (об/мин):

(5)

об/мин

об/мин

1.6 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле (кВт):

(6)

кВт

По приложению Б /2, стр.25/ выбирается электродвигатель ближайшей большей мощности, т.е. при условии , и с частотой вращения , значение которой попадает в интервал значений . Рекомендуется выбирать двигатель с меньшей частотой вращения вала.

Марка выбранного электродвигателя: 160M8

кВт

об/мин

1.7 Уточнение общего передаточного числа привода и его распределение между типами передач привода

Общее передаточное число необходимо уточнить в соответствии с выбранным электродвигателем по формуле:

(7)

Полученное общее передаточное число распределяют между типами передач: u1 зубчатой и u2 ременной или цепной. При этом передаточное число u1 одноступенчатого редуктора должно иметь стандартное значение (ГОСТ 21426-75, таблица 3). А передаточное число u2 ременной или цепной передачи должно соответствовать значениям, приведенным в таблице 2, и вычисляться по формуле:

(8)

Таблица 3 - Стандартные значения передаточных чисел

u1	1-й ряд	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0
	2-й ряд	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6

электродвигатель зубчатый передача шпонка

1.8 Определение частот вращения валов привода

Частота вращения ведущего вала редуктора, для схем, в которых между двигателем и редуктором нет других передач, определяется по формуле (об/мин):

(9)

об/мин

Частота вращения ведомого вала редуктора определяется по формуле (об/мин):

(10)

об/мин

Частота вращения приводного вала, для схем, в которых выходным является ведомый вал цепной или ременной передачи, определяется по формуле (об/мин):

(11)

об/мин

1.9 Определение крутящих моментов на валах привода

Момент на приводном валу определяется по формуле (H.м):

 (12)

Н.м

Момент на ведомом (тихоходном) валу редуктора определяется по формуле (Н.м):

(13)

Н.м

Момент на ведущем (быстроходном) валу редуктора определяется по формуле (Н.м):

(14)

Н.м

Полученные данные:

Марка электродвигателя: 160M8

кВт кВт

об/мин об/мин об/мин об/мин

Н.м Н.м Н.м

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и термической обработки

Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 4. Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке.

Таблица 4 - Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес

	Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев
Шестерня	40Х	Улучшение	269…302 НВ	750
Колесо	40ХН	Улучшение	235…262 НВ	630

2.2 Определение допускаемых напряжений

Предварительно определяется средняя твердость рабочих поверхностей зубьев:

(15)

НВ

НВ

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле (МПа):

(16)

МПа

МПа

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле (МПа):

(17)

МПа

МПа

За допускаемое контактное напряжение в дальнейших расчетах принимается меньшее из и , т.е.

МПа

А за допускаемое напряжение изгиба - меньшее из и , т.е.

МПа

2.3 Определение межосевого расстояния

Предварительно принимается коэффициент межосевого расстояния:

для передач с прямыми зубьями

Коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор.

При проектировании одноступенчатого цилиндрического редуктора рекомендуется принять из ряда стандартных:

Коэффициент ширины:

(18)

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий:

 (19)

где S - индекс схемы при симметричном расположении шестерни относительно опор, принимается равным 8.

Межосевое расстояние (мм):

(20)

мм

Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до числа из приложения В /2, стр.25/. мм

2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса

Делительный диаметр колеса (мм):

(21)

мм

Ширина колеса (мм):

(22)

мм

2.5 Расчет и выбор по стандарту модуля передачи

Предварительно принимается коэффициент модуля: для передач с прямыми зубьями . Предварительно модуль передачи (мм):

(23)

мм

Расчетное значение модуля передачи округляется в большую сторону до стандартного из ряда чисел: 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0. т.е. мм

2.6 Определение суммарного числа зубьев и угла наклона

Угол наклона прямозубых колес равен 0?.

Суммарное число зубьев:

(24)

2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

(25)

где: - минимальное число зубьев шестерни для прямозубых колес

Число зубьев колеса:

(26)

2.8 Определение фактического передаточного числа

Фактическое передаточное число:

(27)

Отклонение от заданного передаточного числа:

(28)

2.9 Определение геометрических размеров колес

Размеры колес показаны на рисунке 2.

Рисунок 2 - Размеры колес

Делительные диаметры (мм)

- шестерни:

(29)

мм

- колеса:

(30)

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев (мм)

- шестерни:

 (31)

мм

- колеса:

(32)

мм

Диаметры окружностей впадин зубьев (мм)

- шестерни:

(33)

мм

- колеса:

(34)

мм

Ширину шестерни (мм) принимают по соотношению , где - ширина колеса (таблица 5).

Таблица 5 - Вычисление ширины шестерни

При b2	до 30	св. 30 до 50	св. 50 до 80	св. 80 до 100
b1/b2	1,1	1,08	1,06	1,05

3. Проектный расчет валов цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов

Для большинства редукторов общего назначения рекомендуется принимать для вала-шестерни цилиндрической зубчатой передачи термически обработанную сталь 40Х, вала колеса - сталь 45. Механические характеристики представлены в таблице 6.

Таблица 6 - Допускаемые напряжения для валов и вращающихся осей

Марка стали	Твердость НВ, не ниже	Механические характеристики, Н/мм2
40Х	270	900	750	450	410	240
45	240	800	550	300	350	210

При определении диаметров выступающих концов ведущего и ведомого валов допускаемое напряжение при кручении можно принимать в пределах: МПа. Рекомендуется принимать среднее значение МПа.

3.2 Определение диаметров ведущего вала и подбор подшипников

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба (мм):

(35)

мм



d1 - диаметр выступающего конца вала; dп1 - диаметр вала под подшипник; dбп1 - диаметр буртика для упора подшипника; t - высота буртика; r - радиус галтели фаски

Рисунок 3 - Эскиз ведущего вала

Полученный диаметр округляется до ближайшего большего значения по приложению В /2, стр.25/. мм

Диаметр вала под подшипник (мм):

(36)

где t - высота буртика определяется в зависимости от диаметра d1 по приложению Г /2, стр.26/ (мм): мм

мм

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров подшипников качения: 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 90.

мм

Диаметр буртика для упора подшипника (мм):

 (37)

где r - радиус галтели вала (приложение Г /2, стр.26/) (мм): мм

мм

Полученный диаметр округляется до ближайшего значения по приложению В /2, стр.25/.

мм

Для опор выбирают тип подшипников. При выборе подшипников для редукторов с прямо- или косозубыми колесами целесообразно рассматривать возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников средней серии (тип 300). Предварительный подбор подшипника осуществляется по диаметру dп1 согласно приложениям Д и Е /2, стр.26-27/. После подбора подшипника заполняется таблица 7.

Таблица 7 - Технические характеристики подшипников

Обозначение подшипника	Внутренний диаметр dп, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина B, мм	Динамическая грузоподъемность C, кН	Статическая грузоподъемность C0, кН
308	40	90	23	41,0	22,4

3.3 Определение диаметров ведомого вала и подбор подшипников

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба (мм):

(38)

мм



d2 - диаметр выступающего конца вала; dп2 - диаметр вала под подшипник; dбп2 - диаметр буртика для упора подшипника; t - высота буртика; dк - диаметр вала посадочного места колеса; dбк - диаметр буртика для упора колеса; f - размер фаски колеса.

Рисунок 4 - Эскиз ведомого вала

Полученный диаметр округляется до ближайшего большего значения по приложению В /2, стр.25/.

мм

Диаметр вала под подшипник (мм):

(39)

где t - высота буртика определяется в зависимости от диаметра d2 по приложению Г /2, стр.26/ (мм): мм

мм

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров подшипников качения: 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 90.

мм

Диаметр буртика для упора подшипника (мм):

(40)

где r - радиус галтели вала (приложение Г /2, стр.26/) (мм): мм

мм

Полученный диаметр округляется до ближайшего значения по приложению В /2, стр.25/.

мм

Диаметр вала посадочного места колеса (мм):

(41)

мм

Полученный диаметр округляется до ближайшего значения по приложению В /2, стр.25/.

мм

Диаметр буртика для упора колеса (мм):

(42)

где f - размер фаски колеса (приложение Г /2, стр.26/) (мм): мм

мм

Полученный диаметр округляется до ближайшего большего значения по приложению В /2, стр.25/.

мм

Для опор выбирают тип подшипников. При выборе подшипников для редукторов с прямо- или косозубыми колесами целесообразно рассматривать возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников средней серии (тип 300).

Предварительный подбор подшипника осуществляется по диаметру dп2 согласно приложениям Д и Е /2, стр.26-27/. После подбора подшипника заполняется таблица 8.

Таблица 8 - Технические характеристики подшипников

Обозначение подшипника	Внутренний диаметр dп, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина B, мм	Динамическая грузоподъемность C, кН	Статическая грузоподъемность C0, кН
310	50	110	27	61,8	36,0

4. Выбор шпонок

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки (ГОСТ 23360-78), которые имеют прямоугольное сечение (рисунок 5).

d - диаметр вала; b - ширина шпонки; h - высота шпонки; l - рабочая длина шпонки; t1 - глубина врезания шпонки в паз вала; t2 - глубина врезания шпонки в ступицу.

Рисунок 5 - Шпоночное соединение

Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b, h, t1, t2 берут из приложения Ж /2, стр.28/. Рабочую длину l шпонки назначают на 8…10 мм короче длины ступицы насаживаемой детали.

Таблица 9 - Размеры шпонок и шпоночных пазов

Соединяемая деталь	Диаметр вала d, мм	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина l, мм
		b, мм	h, мм	Вала t1, мм	Ступицы t2, мм
Колесо зубчатое	56	16	10	6	4,3	45-180
Муфта	30	8	7	4	3,3	18-90
Звездочка цепной передачи	40	12	8	5	3,3	28-140

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003. 496 c.

2. Проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора: метод. указ. / сост.: И.А. Жуков; СибГИУ. - Новокузнецк, 2007. - 33 с.

3. Расчет валов и компоновка одноступенчатого цилиндрического редуктора: метод. указ. / сост.: Л.Н. Гудимова, И.С. Тимофеева, А.С. Фомин; СибГИУ. - Новокузнецк, 2011. - 54 с.

Размещено на Allbest.ru

...