Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

по дисциплине «Детали машин»

Проектирование цилиндрического двухступенчатого редуктора

Студент: Кравченко Г.А.

Группа: ММ 210105

Руководитель: Вязкова Л.П.

Екатеринбург 2013



• Оглавление
• Введение
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
• 1.1 Выбор электродвигателя привода
• 1.2 Кинематический и силовой расчет привода
• 2. Расчёт передач
• 2.1 Расчет быстроходной ступени
• 2.2 Расчет тихоходной ступени
• 3. Расчет валов редуктора
• 3.1 Схема нагружения валов редуктора
• 3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
• 4. Проверочные расчеты
• 4.1 Проверочный расчет подшипников
• 4.2 Проверочный расчет тихоходного вала
• 4.3 Проверка шпонки
• 5. Выбор муфт
• 6. Смазка
• 7. Сборка редуктора
• Список литературы


Введение

В рассматриваемой работе необходимо спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор в соответствии с исходными данными задания. Редуктором называют механизм, служащий для понижения скорости вращения ведомого вала и повышения крутящего момента на ведомом валу.

Исходные данные

Рис. 1 Схема привода: 1 - Электродвигатель; 2 - МУВП; 3 - Редуктор; 4 - Муфта зубчатая; 5 - Исполнительный орган; [1] - Быстроходный вал; [2] - Промежуточный вал; [3] - Тихоходный вал

1. Мощность на ведомом валу, кВт	2,5
2. Частота вращения ведомого вала, об/мин	220
3. Режим работы	средний равновероятный
4. Реверсивность	нереверсивный
5. Продолжительность включения, %	30
6. Срок службы в годах	6
7. Коэффициент использования передачи: в течение года в течение суток	0,7 0,6

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

электродвигатель редуктор подшипник вал

1.1 Выбор электродвигателя привода

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность:

Требуемая мощность привода, кВт:

где P - мощность на ведомом валу, кВт

з0 - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

Общий КПД привода:

где - КПД муфты, ;

- КПД пары подшипников качения, ;

- КПД зубчатой косозубой передачи, ;

;

тогда требуемая мощность двигателя, кВт:

Выбираем электродвигатель серии АИР, типа 100S2, номинальной мощностью P=4кВт, синхронной частотой nc=3000 мин-1, диаметром вала d=32 мм, скольжением S=3,3%.

Номинальная частота вращения двигателя:

Общее передаточное число привода:

Передаточное число для зубчатых и червячных передач следует выбирать из стандартного ряда в этом диапазоне.

Выбираем передаточные числа по рекомендации ГОСТ 21354-87:

Принимаем

1.2 Кинематический и силовой расчет привода

Заключается в определении мощностей крутящих моментов и частот вращения на каждом из валов привода.

Мощность на каждом валу:

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем крутящие моменты на каждом валу:



2. Расчёт передач

2.1 Расчет быстроходной ступени

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. Принимаем для шестерни сталь 45, для колеса - сталь 35, так как передаваемая валом мощность невелика и для достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350НВ. Кроме того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса.

Чтобы этого достичь, назначаем соответствующий режим термообработки.

Шестерня: сталь 45, термообработка - нормализация

Принимаем: НВ1=193.

Колесо: сталь 35; термообработка - нормализация

Принимаем: НВ2 =178.

Определение допускаемых контактных напряжений



где -предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений;

SН - коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей SН=1,1;

Коэффициент долговечности определяем по формуле:

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения;

Эквивалентное число циклов нагружения , циклов:

где

Суммарное число циклов нагружения

с=1, th - суммарное время работы передачи,

Здесь ПВ=0.01ПВ%=0.01•30=0.3,

Кг - коэффициент использования передачи в течение года, Кг=0.7

Кс - коэффициент использования передачи в течение суток, Кс=0.6

L - срок службы редуктора в годах, L=6

Поскольку

Допускаемое контактное напряжение:

Для дальнейших расчетов у косозубых цилиндрических передач выбираем наименьшее из двух напряжений

В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем:

Условие выполняется.

Определение допускаемых напряжений изгиба

где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по формуле:

- коэффициент безопасности при изгибе, ;

оэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода , ;

Коэффициент долговечности

где показатель степени кривой усталости, q = 0.14

-

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

,

коэффициенты эквивалентности для среднего вероятного режима работы

Поскольку , примем Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

где ;

Коэффициент ширины зубчатого венца примем . На этапе проекного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки Тогда

Выбираем ближайшее стандартное межосевое расстояние 100мм.

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль 2мм, т.к. для силовых передач модуль меньше 2мм принимать не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни



Округлим полученное значение до ближайшего целого числа,

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

При отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%

Поскольку , колеса изготавливаются без осевого смещения

Ширина зубчатого венца колеса

Округлим до ближайшего числа из ряда номинальных линейных размеров: . Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5мм больше, чем. Примем

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Делительные окружности

Окружности вершин зубьев

Окружности впадин зубьев

Окружная скорость в зацеплении

Для полученной скорости назначим степень точности передачи .

2.1.5 Проверка контактной прочности зубьев

Для проверки зубьев на контактную прочность используем формулу

Где - для косозубых передач

Коэффициент контактной нагрузки

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где A = 0.15 для косозубых передач,

Kw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при НВ<350 для определения Kw используем выражение

Тогда

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру

По значению определим по таблице

Окончательно найдем

Выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба

где - эквивалентное число зубьев

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев на его прочность

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Коэффициент нагрузки при изгибе

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости

В результате получим

Тогда напряжение изгиба на зубьях шестерни

Тогда напряжение изгиба на зубьях колеса

Силы в зацеплении

Окружная сила



Распорная сила

Осевая сила

2.2 Расчет тихоходной ступени

Расчет тихоходной ступени выполнен с использованием ЭВМ. Результаты расчета приведены ниже.

Крутящий момент на шестерне, Н*м	38.58
Частота вращения шестерни, об/мин	725.25
Номинальное передаточное отношение	3.15
Срок службы передачи в годах	6
Коэффициент использования в течение года	0.7
Коэффициент использования в течение суток	0.6
Продолжительность включения, %	30
Материал заготовки шестерни	Сталь 45
Термообработка	Нормализация
Твердость	193
Материал заготовки колеса	Сталь 35
Термообработка	Нормализация
Твердость	178
Срок службы передачи, часов	6622
Суммарное число циклов нагружения зуба шестерни	288*106
Суммарное число циклов нагружения зуба колеса	91.43*106
Эквивалентное число циклов нагружения	72*106
Эквивалентное число циклов нагружения	22.86*106
Базовое число циклов контактного нагружения	9.17*106
Базовое число циклов контактного нагружения	2.5*106
Коэффициент долговечности	1/1
Коэффициент долговечности	1/1
Коэффициенты безопасности	1.1/1.7
Коэффициенты безопасности	1.1/1.7
Базовый предел контактной выносливости шестерни, МПа	456
Базовый предел контактной выносливости колеса, МПа	426
Базовый предел изгибной выносливости шестерни, МПа	337.75
Базовый предел изгибной выносливости колеса, МПа	311.5
Допускаемые контактные напряжения шестерни, МПа Допускаемые контактные напряжения колеса, МПа	414.5 387.3
Допускаемые контактные напряжения передачи, МПа	360.81
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа	198.68
Допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа	183.24
Коэффициент, учитывающий приработку зубьев	0.116
Коэффициент распр. нагр. в нач. период работы	1.04
Коэффициенты неравномерности нагрузки	1.05/1.45
Коэффициенты неравномерности нагрузки	1.005/1.033
Динамические коэффициенты	1.15/1.23
Коэффициенты контактной и изгибной нагрузок	1.21/1.84
Коэффициенты формы зуба	3.99/3.64
Расчетные контактные напряжения, МПа	339.49
Расчетные изгибные напряжения шестерни, МПа	44.17
Расчетные изгибные напряжения колеса, МПа	45.03
Межосевое расстояние, мм	125
Модуль нормальный, мм	2.5
Число зубьев	24/74
Фактическое передаточное отношение	3.08
Угол зацепления	11о48'
Диаметры делительных окружностей , мм	61.22/188.78
Диаметры окружностей вершин , мм	66.22/193.78
Диаметры окружностей впадин , мм	54.97/182.53
Ширина венца , мм	44/40
Окружная скорость в зацеплении, м/с	2.32
Окружная сила , Н	1260.37
Радиальная сила , Н	468.1
Осевая , Н	255.97



3. Расчет валов редуктора

3.1 Схема нагружения валов редуктора

3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Быстроходный вал



Вертикальная плоскость.

Реакции:

где

Изгибающие моменты:

Горизонтальная плоскость.

Реакции:

Изгибающие моменты:

Суммарные радиальные реакции

Суммарные изгибающие моменты

Промежуточный вал



Вертикальная плоскость:

Реакции:

Изгибающие моменты:

Горизонтальная плоскость:

Реакции:

Изгибающий момент



Суммарные радиальные реакции:

Суммарные изгибающие моменты:

Тихоходный вал



Вертикальна плоскость:

Реакции:

Изгибающие моменты:

Горизонтальная плоскость:

Реакции:

Изгибающие моменты:



Суммарные радиальные реакции:

Суммарные изгибающие моменты:



4. Проверочные расчеты

4.1 Проверочный расчет подшипников

Проверим пригодность подшипников 208 тихоходного вала цилиндрического двухступенчатого косозубого редуктора работающего при спокойной нагрузке. Частота вращения кольца подшипника n = 230,24 об/мин. Осевая сила в зацеплении = 255,97 Н, реакции в подшипниках R1 = 156,67Н, R3 = 311,43Н. Характеристика подшипников: Cr = 32000Н, С0r = 17800Н, X = 0,56, V = 1, Кб = 1,1, Кт = 1, ?1 = 1, ?23 = 0,8. Подшипники установлены по схеме враспор.

Определяем отношение ,

где R? = F? - осевое нагружение подшипника, Н

Rr - наибольшая суммарная реакция, Н

V - коэффициент вращения

Определяем отношение ,

где - статическая грузоподъемность, Н

и выбираем по т. 9.2 [1, с. 143] коэффициенты e = 0,19, Y = 2,3, по соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

где Кб - коэффициент безопасности, Кб = 1,1 при спокойной нагрузке,

Кт = 1 - температурный коэффициент

Определяем динамическую грузоподъемность подшипника

,

где а1 - коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников г = 90%, а1 = 1;

а23 -- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника а23 = 0,7...0,8 --для шариковых подшипников,

подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

4.2 Проверочный расчет вала

Расчет опасных сечений тихоходного вала

Сечение под подшипником

В сечении действуют: изгибающий момент М = 109,6 Н*м, крутящий момент Т = 115,2 Н*м, осевая сила Fа = 255,97 Н.

Геометрические характеристики сечения

Осевой момент сопротивления

,



полярный момент сопротивления

,

площадь сечения

.

Определение напряжений.

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

Пределы выносливости.

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:



.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения.

Для посадки с натягом = 4,2 (т. 7,5 [2, с.91]). Значение вычисляем:

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

Коэффициент перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

Коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении под подшипником обеспечена.

Сечение под зубчатым колесом

Суммарный изгибающий момент М = 89,83Н*м

Геометрические характеристики сечения

Осевой момент сопротивления

,

полярный момент сопротивления

,

площадь сечения

.

Определение напряжений.

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

Пределы выносливости.

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения.

Для посадки с натягом = 4,44 (т. 7,5 [2, с.91]). Значение вычисляем:

Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим по табл. 3.5 [1, с. 90]: и

Коэффициент влияния шероховатости поверхности.

По величине шероховатости поверхности найдем

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

Коэффициент перехода от пределов выносливости образца к детали

Коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении под колесом обеспечена.

4.3 Проверка шпонки

Расчет призматических шпонок выполняется как проверочный на смятие по формуле

,

где Т - крутящий момент, Н*м;

lр - рабочая длина шпонки;

- допустимое напряжение смятия, для стальных ступиц при нереверсивном приводе = 150МПа

Прочность шпонки обеспечена.



5. Выбор муфт

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н*м, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

где Кр - коэффициент режима нагрузки, принимаем Кр = 1,5 ;

Т1(Т2) - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н*м;

Т - номинальный момент.

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты. Они получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.

Выбираем муфту с габаритными размерами L = 76мм, D = 100мм ГОСТ 21425-93. Остальные параметры муфты приведены в таблице К24 [1,с. 422].

Для соединения тихоходного вала и вала исполнительного механизма выбираем зубчатую муфту. Зубчатая муфта компенсирует все виды смещений валов за счет боковых зазоров в зацеплении, обработки зубьев втулок по сферам, радиусы которых расположены на осях валов, и выполнения зубьев втулок бочкообразной формы. Допускаемое угловое смещение г ? 1,5о. Для расчета коэффициента режима работы зубчатой муфты используют следующую зависимость:

где К1 - коэффициент ответственности (принимаем К1 = 1, полагая, что при поломке муфты произойдет остановка машины);

К2 - коэффициент условий работы машины (К2 = 1 при спокойной работе)

К3 - коэффициент углового смещения (К3 = 1 при угле перекоса валов г ? 0,25о)

Выбираем муфту по ГОСТ Р50895-96, габаритные размеры D = 145мм, L ? 174мм.



6. Смазывание

Для смазывания редуктора применяем жидкое масло. Способ смазывания - разбрызгиванием. Выбираем сорт масла И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88.

Для слива масла конструируем сливное отверстие и пробку с цилиндрической резьбой М16, а заливать масло будем через смотровое отверстие. Примерный объем заливаемого масла 2,7 л.

Уровень масла проверяют путем погружения в масляную ванну масляного щупа, на котором указаны минимальный и максимальный уровни масла.

Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах: при окунании в масляную ванну колеса где - модуль зацепления нормальный.

Смазка подшипников происходит с помощью масляного тумана. Смазка масляным туманом является одним из видов жидкой смазки, ее применяют для быстроходных подшипников качения, цилиндров компрессоров, тихоходных цепей, трущихся пар, требующих дополнительного охлаждения, поддержания постоянной температуры или вязкости масла, в среде, разрушающей консистентные или жидкие смазки. Масляный туман способствует более эффективному охлаждению смазываемых деталей и снижению коэффициента трения.



7. 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 распорное и маслоотражательное кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С, ставят крышки подшипников; в ведомые валы закладывают шпонку и напрессовывают зубчатые колеса до упора в бурт вала; затем надевают распорные кольца и втулки, маслоотражательные кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. После этого на ведомый вал надевают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

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.

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

Далее на хвостовиках валов в шпоночные канавки закладывают шпонки и устанавливают полумуфты.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

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

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

Список литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Издание, переработанное и дополненное - М.: Высшая школа 1999г. - 454 с.

2. Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учебное пособие/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007.222 с.

3. Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методические указания/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007.49 с.

5. Черненко А.Г. Проектирование привода технологического оборудования: учебное пособие/А.Г. Черненко, В.М. Зиомковский, Л.П. Вязкова, Ю.В. Песин, Э.А. Бубнов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2009. -138 с.

Размещено на Allbest.ru

...