Редуктор цилиндрический одноступенчатый шевронный

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание на проектирование

Рис. 1. Кинематическая схема редуктора

Спроектировать одноступенчатый нереверсивный шевронный редуктор с разъёмным корпусом (Рис. 1).

Мощность на тихоходном валу ; частота вращения тихоходного вала ; ресурс работы редуктора .



Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование -- это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование -- это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект -- это техническая документация, полученная в результате проектирования и конструирования.

Результатом выполнения проекта является шевронный редуктор.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

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

Основные цели курсового проекта:

овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;

приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умение анализировать полученные результаты;

научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой (каталогами, атласами, классификаторами ЕСКД);

уметь обоснованно защитить проект.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс ; коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения коэффициент учитывающий потери в муфте .

Общий КПД редуктора:

.

Требуемая мощность электродвигателя

Исходя из требований мощности выбираем двигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АМ, с синхронной частотой вращения 1000 мин^-1 4АМ 132 М6 УЗ, с параметрами . Номинальная частота вращения .

Передаточное отношение редуктора

Частота вращения быстроходногои тихоходного валов

Угловая скорость быстроходного и тихоходного валов

Вращающие моменты:

1). На валу шестерни

2). На валу колеса

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как нет особых требований к габаритам передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни - сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, твёрдость HB 260; для колеса - сталь 40Х, термическая обработка улучшение, но твёрдость, для лучшей прирабатываемости, на 20 единиц меньше - HB240.

Определим допустимое контактное напряжение.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса определяются по формуле

Коэффициент долговечности

Число циклов перемены напряжений для =250 будет циклов. Число циклов перемены напряжений за весь срок службу

Здесь: угловая скорость вращения вала, рад/c; срок службы, ч.

Для шестерни

циклов

Для колеса

циклов.

>и >, т.е. соблюдается условие количества циклов нагружения каждого зуба больше базового, тогда принимаем .

Предел контактной выносливости

Для шестерни

Для колеса

.

- ;

-

При разнице средней твёрдости HBокончательно принимают меньшее значение допустимых контактных напряжений, тогда примем

Определим допускаемое напряжение изгиба напряжение изгибапо формуле

Коэффициент долговечности:. Число циклов перемены напряжений для всех сталей циклов.>и >, тогда принимаем .

Предел изгибочной выносливости

Для шестерни

Для колеса

.

- ;

-

Окончательно принимают меньшее значение допустимых напряжений на изгиб, тогда примем

Межосевое расстояние

где: вспомогательный коэффициент, для шевронных передач ; коэффициент ширины венца колеса, примем коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, примем .

Тогда:

Округляем до ближайшего значения из 2-го ряда по ГОСТ 2185-66, тогда

Модуль зацепления

где: вспомогательный коэффициент, для косозубых и шевронных передач ; делительный диаметр колеса; ширина венца колеса.

Тогда

Округляем mдо стандартного значения из 1-го ряда по ГОСТ 9563-60,тогда m=1,25мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни и колеса:

-суммарное число зубьев

- число зубьев шестерни ;

- число зубьев колеса

Определим фактическое передаточное число .

Ошибка редукции

Уточнённое значение угла наклона зубьев .

Основные размеры шестерни и колеса:

-диаметры шестерни: делительный вершин впадин

-диаметры колеса: делительный вершин впадин

- параметры шевронной канавки при m=1,25:ширина высота

- ширина венца колеса ;

- ширина венца шестерни

Проверка межосевого расстояния

Окружная скорость колеса



Для окружной скорости редукторов общего назначенияпо ГОСТ ГОСТ 1758--81 степень точности 9-В.

Проверка на контактные напряжения производится по формуле

где K - вспомогательный коэффициент при косозубой передаче равный K=376; окружная сила в зацеплении, равная коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при 9 степени точности и окружной скорости примем ; коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости, примем .

Проведём вычисление

недогрузка передачи допустимая.

Проверка зубьев колесаи шестерни на изгиб производится по формулам

Здесь: коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяемый по степени точности, равный ; коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев ; коэффициент динамической нагрузки, определяемый по окружной скорости и степени точности передачи, равный ; коэффициенты формы зуба шестерни и колес, которые определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса , тогда и ; коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Рассчитаем для колеса

Рассчитаем для шестерни

Условие прочности на изгиб выполняется.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём исходя из условия на кручение. Диаметр выходного конца вала определим по формуле



где момент на валу, Н·м; допускаемое напряжение на кручение, которое принимают 15-20 Н/

Примем допускаемое напряжение Н/ и димаетр вала двигателя .

Определим диаметр 1-ой ступени вала шестерни

-

- Вал шестерни может быть соединён с валом электродвигателя через муфту, либо ременную или цепную передачу, если 1-ая ступень вала шестерни соединеняется через муфту с валом двигателя, то необходимо учитывать тогда, округлив до числа из стандартного ряда получим

Диаметр под подшипники примем Шестерню выполним за одно целое с валом (Рис. 2).

Рис. 2. Конструкция вала-шестерни

Определим диаметр 1-ой ступени вала колеса



Диаметр под подшипники примем под зубчатым колесом (Рис. 3). Диаметры остальных частей вала принимают конструктивно.

Рис. 3. Конструкция вала под колесо.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры определены выше.

Колесо штампованное.

Диаметр ступицы d_ст=(1,5…1,6)d_к2=(1,5…1,6)48=75 мм.

Длина ступицы равна ширине венца l_ст=b₂=80 мм.

Толщина обода S₂=2,2m+0,05b₂=2,2·1,25+0,05·80?7 мм.

Толщина диска С₂=0,3b₂=24 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса

Толщина стенок корпуса и крышки Принимаем мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего пояса корпуса и нижнего крышки .;

- нижнего пояса корпуса

Диаметры резьбовых соединений:

- фундаментных

Окончательно примем болты с резьбой M10;

- стяжных мм.

Округлим в большую сторону, примем винты с резьбой M8.

шестерня колесо вал редуктор

6. Первый этап компоновки редуктора

Рис. 4. Расчётная схема ведомого вала



7. Уточнённый расчёт валов

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 sв опасных сечениях и сравнении их с допускаемыми[s]=2,5.

Произведём расчёт в сечении Б-Б шпоночного паза колеса, В-В перехода диаметров под колесо и под подшипники, Г-Г шпоночного паза выходного вала (Рис. 4).

Коэффициенты запаса определяются по формуле:

.

Здесь:

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, где предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, для стали 45 нормализованной равный 260 Н/мм²; эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; масштабный фактор для нормальных напряжений;коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности: при Ra=0,32-2,5 мкм принимают , примем ; амплитудацикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении; среднее напряжение цикла нормальных напряжений, равное для шевронной передачи 0.

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, где предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, определяемый из 0,58·мм²; остальные значения имеют тот-же смысл, что и в формуле выше.

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении 48 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Моменты в сечении

-

-

- .

Коэффициенты

-

-

-

-

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Условие на прочность в сечении Б-Б выполнено.

Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 48 мм.к диаметру 45 мм.

Моменты в сечении

-

-

- .

Коэффициенты:

-

-

-

-

Момент сопротивления кручению



Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности



Условие на прочность в сечении В-В выполнено.

Сечение Г-Г. Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Изгибающим моментом пренебрегаем.

Коэффициенты:

-

-

Момент сопротивления кручению

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям и результирующий коэффициент запаса прочности

Условие на прочность в сечении Г-Г выполнено.

8. Проверочный расчёт шпонок

Призматические шпонки, применяемые в редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой или элементом открытой передачи.

Условие прочности

где окружная сила на шестерне или колесе, Н; площадь смятия, мм². Здесь рабочая длина шпонки.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке

Размещено на Allbest.ru

...