Проектирование редуктора с двухступенчатой осью

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки РФ

Филиал ГОУ ВПО СамГТУ в г. Сызрани

Кафедра Технической механики

Курсовой проект

По дисциплине «Детали машин»

Выполнил: студент

Механического факультета

Группы А-310

Маврин В.О.

Проверил: к.т.н. доцент

Пидодня В.Г.

Сызрань - 2011

1. Кинематический и энергетический расчёт привода

Назначаем кпд на передачи и элементы привода.

По таблице 1.1

з1 = з цп = 0,93 - кпд цепной передачи

з2 = з зп = 0,98 - кпд зубчатой цилиндрической передачи

з3 = з пп = 0,99 - кпд пары подшипников

Определяем общий кпд привода.

зпр = з1·з23·з33 = 0,93·0,983 ·0,993= 0,78

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя

Выбираем по таблице П3 электродвигатель марки 112МА8

Nэд= 2,2 квт; nэд =750 об/мин;

1.3 Расчёт передаточных отношений привода

Общее передаточное число привода.

iр= n эд/ n вв=750/30 =25

где nдв. = 750 об/мин. - частота вращения выбранного электродвигателя,

n = 30 об/мин. - частота вращения ведомого вала.

Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные передаточные числа:

для цепной передачи редуктора .

Разбираем общее передаточное отношение редуктора i: принимаем для быстроходной ступени iБ =3,55 и для тихоходной iТ =2,8.

1.4 Расчёт угловых скоростей и частот вращения валов привода

Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:

Ведущий вал редуктора

;

Промежуточный вал редуктора

Ведомый вал редуктора

Вал барабана



Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой

мощности электродвигателя:

2. Расчёт передач редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения

где =2НВ+70 - предел контактной выносливости при базовом числе циклов по [1, табл. 3.2];

KHL =1 - коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора;

[n]H =1,15 - коэффициент запаса прочности.

Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колёс .

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени baБ =0,25 и для тихоходной baТ =0,3.

Расчёт тихоходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где KН =1,25 - коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по [1, табл. 3.1];

baT =0,3 - коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аТ =112 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев =10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z3=28.

Тогда .

Принимаем z4=78.

Уточняем значения угла :

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс тихоходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где КН =1,072 - по [1, табл. 3.5];

КН =1,06 - по [1, табл. 3.4];

КН =1 - по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где - коэффициент нагрузки,

здесь KF =1,12 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,611 - коэффициент формы зуба;

Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KF =0,75.

Проверяем зуб колеса .

Расчёт быстроходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм

где KН =1,25 - коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по табл. 3.1 [1];

baБ =0,25 - коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аБ =112 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев = 10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z1=27.

Тогда .

Принимаем z2 = 96

Уточняем значения угла :

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс быстроходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где КН =1,07 - по [1, табл. 3.5];

КН =1,09 - по [1, табл. 3.4];

КН =1 - по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

.

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где - коэффициент нагрузки,

здесь KF =1,07 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,605 - коэффициент формы зуба;



Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KF =0,75.

Проверяем зуб колеса .

3. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую цепь по [1, табл. 5.12].

Вращающий момент на ведущей звёздочке

.

Передаточное число было принято .

Числа зубьев: ведущей звёздочки

;

Ведомой звёздочки

.

Расчётный коэффициент нагрузки

;

где kД =1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

kа =1 - учитывает влияние межосевого расстояния;

kН =1 - учитывает влияние угла наклона линии центров;

kР =1,25 - при периодическом регулировании натяжении цепи;

kС = 1,4 - при периодической смазке;

kП =1,25 - при двухсменной работе.

Определяем шаг однорядной цепи:

,

где [p] =32,9 - допускаемое среднее давление по [1, табл. 5.15].

Принимаем t =25,4 мм (ГОСТ 13568-75); Q =5670 кгс; q =2,6 кг/м; F =179,7 мм2.

Определяем скорость цепи:

.

Окружное усилие

.

Проверяем давление в шарнире:

Уточняем по табл. 5.15 допускаемое давление

.

Условие выполнено.

Усилия в цепи:

от провисания

,

где kf =1,5 - коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи по [1, табл. 5.12];

аЦ =1,106 - межосевое расстояние.

.

от центробежных сил

.

Расчётная нагрузка на валы

.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение:

.

Основные размеры ведущей звёздочки:

где d1 = 15,88 - диаметр ролика.

Толщина диска звёздочки:

,

где Ввн = 15,88 - расстояние между пластинками внутреннего звена по

[1, табл. 5.12].

Основные размеры ведомой звёздочки:

Число звеньев цепи:

где at =40 - коэффициент по межосевому расстоянию;

z =98 - суммарное число зубьев;

.

Уточняем межосевое расстояние:

Для свободного провисания цепи уменьшаем расчётное межосевое расстояние на 0,4%. Получаем a =1010 мм.

4. Предварительный расчёт валов

Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

привод цепной передача вал

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ = 32мм и вала dВ1.

Примем мм; диаметры шеек под подшипники мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

У промежуточного вала определяем диаметр по пониженным допускаемым напряжениям

Принимаем диаметр под колесом мм; под подшипниками мм.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, ведомый вал рассчитываем при .

Диаметр выходного конца вала



Принимаем мм; диаметры под подшипниками мм; под колесом мм.

5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса

Рассчитываем конструктивные размеры зубчатых колёс по следующим формулам и сводим результаты в табл. 1.

Диаметр ступицы стальных колёс:

,

где dВ - диаметр вала;

Длина ступицы:

.

Толщина обода цилиндрических колёс:

,

где mn - нормальный модуль.

Толщина диска:

,

где b - ширина венца.

Диаметр центровой окружности:

,

где - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий:

.

Фаска: .

Таблица№1 Конструктивные размеры зубчатых колёс, мм.

№ Колеса	mn	z	b	da	d	dВ	dСТ	lСТ	0	C	D0	Dотв	dотв	n
Z1	1,75	22	26.5	42,77	39,609	-	0,875
Z2		78	22,5	143,9	140,432	26,5	42,4	39,75	7	6,75	122,057	82,23	19,9
Z3	2	28	39,6	63,4	59,09	-	1
Z4		78	33,6	170	164,905	39,6	63,4	59,4	8	10,08	149,4	106,4	21,5

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок:

Принимаем мм.

Толщина фланцев

мм;

мм; принимаем мм.

Толщина рёбер основания корпуса

мм.

Диаметр фундаментных болтов

мм; принимаем мм.

Диаметр болтов:

у подшипников

мм; принимаем мм.

соединяющих основания корпуса с крышкой

мм; принимаем мм.

Размер, определяющий положение болтов d2

мм.

Размеры штифта:

диаметр

; принимаем мм.

длина

мм; принимаем мм.

7. Компоновка редуктора

Компоновку проводим в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатых колёс относительно опор.

Выполняем чертёж в масштабе 1 : 1, рис.1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления - окунанием зубчатых колёс в масляную ванну, подшипники - консистентной смазкой.

Последовательность выполнения компоновки такова:

Проводим вертикальную осевую линию и от нее проводим две параллельные линии на расстоянии aБ = 90 мм влево и на расстоянии aТ =112 мм вправо.



Рис.1. Предварительная компоновка двухступенчатого цилиндрического редуктора с раздвоенной тихоходной ступенью.

Ориентировочно намечаем для ведущего вала радиальные шарикоподшипники особо мелкой серии и конические роликовые лёгкой серии для промежуточного и ведомого валов, подбирая их по диаметрам посадочных мест.

Таблица№2 Подобранные подшипники по ГОСТ 8338-75 и ГОСТ 27365-87.

№ вала	Обозначение подшипника	d, мм.	D, мм.	B, мм.	C, кН.	С0, кН.
1	106	30	55	13	13,3	8,3
2	42205А	25	52	15	28,6	27
3	209	45	85	19	33,2	21,6

Принимаем зазоры между торцами колёс и внутренней стенкой корпуса 10мм.

Вычерчиваем зубчатые колёса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 10мм.

8. Подбор подшипников

Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Рис. 2. Схема ведущего вала.

Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка: .

в плоскости YZ

Проверка: .

Суммарные реакции:

Так как суммарные реакции левой и правой опор одинаковы то рассчитываем долговечность подшипников только с одной стороны.

Эквивалентная нагрузка:

,

где Fa =PaБ =235,5 Н - осевая нагрузка;

V =1 - коэффициент, учитывающий вращение колец;

Kб = 1 - коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];

KТ = 1 - температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].

Отношение ; этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .

Отношение ; .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Промежуточный вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Реакции опор:

в плоскости XZ



Проверка:

.

в плоскости YZ

Проверка: .

Рис.3. Схема промежуточного вала.

Суммарные реакции:

Так как суммарные реакции левой и правой опор одинаковы то рассчитываем долговечность подшипников только с одной стороны.

Эквивалентная нагрузка:

,

где Fa =PaТ = Н - осевая нагрузка;

V =1 - коэффициент, учитывающий вращение колец;

Kб = 1 - коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];

KТ = 1 - температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].

Отношение ; этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .

Отношение ; .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Ведомый вал.

Из предыдущих расчётов имеем:



Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка: .

в плоскости YZ



Проверка: .



Рис.4. Схема ведомого вала.

Суммарные реакции:

Рассматриваем левый подшипник

,

где Fa =PaТ =640,29 Н - осевая нагрузка;

V =1 - коэффициент, учитывающий вращение колец;

Kб = 1 - коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];

KТ = 1 - температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].

Отношение ; этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .

Отношение ; .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Рассматриваем правый подшипник

,

где Fa =PaТ =640,29 Н - осевая нагрузка;

V =1 - коэффициент, учитывающий вращение колец;

Kб = 1 - коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];

KТ = 1 - температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].

Отношение ; этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .

Отношение ; .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по СТ СЭВ 189-75 и вычерчиваем их:

Промежуточный вал: Z2 - 30 мм, bhl = 10Ч8Ч32;

,

Шпонка на шестерне такая же как на колесе

где Мк - крутящий момент на валу;

dк - диаметр колеса;

t1 - глубина шпоночного паза на валу;

- допускаемое напряжение смятия.

Ведомый вал: Z4 - 50 мм, bhl = 16Ч10Ч50

;

Z5 - 38м, bhl = 12Ч8Ч50

;

10. Проверочный расчёт валов редуктора

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями [n]. Прочность соблюдена при

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 45, термообработка - улучшение. По [1, табл. 3.3] при диаметре заготовки до 90мм (dа1=85,5мм) среднее значение

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

У ведущего вала следует проверить сечение под шестерней.

Коэффициент запаса прочности

,

где - амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла;

= 1,68 - эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,8 - масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 - для углеродистых сталей;

Wк нетто - момент сопротивления кручению.

,

где d = 30 мм - диаметр вала;

.

.

Промежуточный вал:

Материал вала - сталь 60 С2 ХФА ,

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

У промежуточного вала следует проверить сечение под колесом.

Концентрация напряжений в сечении вызвана шпоночным пазом.

Изгибающие моменты:

относительно оси y

;

относительно оси x

.

Результирующий изгибающий момент

.

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

,

где

= 1,79 - эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,844 - масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,21 - для углеродистых сталей;

,

где

= 1,68 - эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,724 - масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 - для углеродистых сталей.

Общий коэффициент запаса прочности

.

Ведомый вал:

Материал вала - сталь 45 нормализованная,

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

У ведомого вала следует проверить сечение под подшипником и под колесом со стороны звездочки.

Под подшипником:

Изгибающие моменты:

относительно оси y ;

относительно оси x .

Результирующий изгибающий момент

.

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

,

где

= 1,79 - эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,805 - масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,21 - для углеродистых сталей;

,

где

= 1,68 - эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,688 - масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 - для углеродистых сталей.

Общий коэффициент запаса прочности

.

Под колесом:

Концентрация напряжений в сечении вызвана шпоночным пазом.

Изгибающие моменты:

относительно оси y ;

относительно оси x .

Результирующий изгибающий момент

.

Моменты сопротивления сечения нетто:



Амплитуда номинальных напряжений изгиба

.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

,

где

= 1,79 - эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,805 - масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,21 - для углеродистых сталей;

,

где

= 1,68 - эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,688 - масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 - для углеродистых сталей.

Общий коэффициент запаса прочности

.

11. Выбор муфты

При выборе муфт руководствуемся следующими соображениями. В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует предусматривать упругие муфты. Упругие муфты рекомендуется применять при не строго выдержанной соосности соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации. Широкое распространение получили муфты с неметаллическими упругими элементами. Примем наиболее простую из них - муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с цилиндрическим отверстием на концы валов по ГОСТ 12080-66. Упругие втулки из специальной резины, стойкой в минеральном масле, воде, бензине и керосине. Муфты выдерживают кратковременные двукратные перегрузки. Материал полумуфт - чугун СЧ 21-40. Материал пальцев - сталь 45. Муфту выбираем по диаметру вала и по величине расчётного момента

,

где k = 1,4 - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия;

Мном .= 26,75 Нм - номинальный передаваемый момент.

.

Для согласования вала электродвигателя и вала редуктора выбираем муфту с номинальным крутящим моментом . Полумуфту для вала электродвигателя выбираем по второму ряду (d = 30мм) и растачиваем до диаметра 32мм.

12. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение зубчатого колеса тихоходной ступени на 10мм. Объем масляной ванны (из расчета 0,5 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности) дм3 . Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости [1, табл. 8.8]. В быстроходной паре и рекомендуемая вязкость масла ; в тихоходной и рекомендуемая вязкость . Среднее значение . По [1, табл.8.10] принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799--75 с вязкостью .

Уровень масла контролировать жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

13.Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора 3 покрывают маслостойкой краской.

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

на ведущий вал 8 насаживают шарикоподшипники 105 предварительно разогретые в масле до80-1000 С.

в промежуточный вал 7 закладывают шпонку 10х8х32 и напрессовывают зубчатое колесо 10 до упора в бурт вала; затем устанавливают втулку 16, закладывают в вал шпонку 10х8х32 и напрессовывают шестерню 9; Затем устанавливают втулку 16 и устанавливают роликоподшипники 106 предварительно нагретые в масле.

в ведомый вал 5 закладывают шпонки 16х10х50 и напрессовывают зубчатые колеса 6 до упора в бурт вала; затем устанавливают втулки 19 и устанавливают шарикоподшипники 107 предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса 4, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов 112; затягивают болты 101, крепящие крышку к корпусу.

После этого ставят крышки подшипников. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и фиксируют её шайбой. Шайба крепится болтом М6, который фиксируется стопорной шайбой и штифтом.

Затем ввертывают пробку 3, маслоспускного отверстия с прокладкой 21 и жезловый маслоуказатель 1. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 22 с прокладкой; закрепляют крышку болтами 102.

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

Размещено на Allbest.ru

...