Расчет цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

МОГИЛЕВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ КОЛЛЕДЖ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Редуктор цилиндрический

Пояснительная записка

КП ТМ 00.00.000 ПЗ

2013



Содержание

Введение

1. Расчет цилиндрического редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

1.3 Предварительный расчет валов редуктора

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1.6 Первый этап компоновки редуктора

1.7 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

1.8 Проверка прочности шпоночных соединений

1.9 Уточненный расчет ведущего вала

1.10 Выбор сорта масла

2. Энергоресурсосбережение

Заключение

Список литературы

Приложение Б Спецификация к сборочному чертежу



Введение

Привод включает в себя электродвигатель, муфту соединительную, цилиндрический косозубый одноступенчатый редуктор, цепную передачу.

Главной частью данного привода является редуктор. Редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по отношению к ведущему.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи - зубчатое колесо, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые и т.д.); числу степеней (одноступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве; особенностям кинематической схемы.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо, как в нашем случае, по заданной мощности и числу оборотов на выходном валу.



1. Расчет редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

; .

Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходном валу привода и частота вращения его вала. В первую очередь рассчитаем требуемую мощность электродвигателя:

где - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

- мощность на выходном валу привода, кВт;

- общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизм.



Где - КПД соединительной муфты;

- КПД зубчатой передачи;

- КПД цепной передачи:

- КПД одной пары подшипников:

Рекомендованные значения КПД данных видов передач: [2, стр5, таблица 1.1]

=0.98

=0.96

=0.92

=0.99

Тогда:

По таблице П1 [1, стр. 390] по требуемой мощности с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи возможные значение частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора и для цепной передачи , выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 110L6 УЗ, с параметрами и скольжением 5.1% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения , а угловая скорость двигателя =99.3 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение:



Частотные передаточные числа можно принять: для редуктора , а для цепной передачи

Частотные вращения валов редуктора и приводного вала:

Вал А
Вал В
Вал С

Вращающие моменты:

На валу шестерни

На валу колеса

1.

1.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на определение одной и той же марки стали, но с различной термической обработкой. Необходимо чтобы твердость шестерни была более 50 единиц НВ, чем твердость колеса при косых зубьях. Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230;для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 50 единиц ниже - НВ 180.

Определение допускаемых контактных напряжений регламентируется ГОСТ 21354-75:

где: - предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяем по таблице 3.2 .

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

- коэффициент безопасности;

=1 - коэффициент долговечности.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни , колеса .

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, применим выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем по таблице 3.1 [1, стр. 32], как в случае несимметричного расположения колес, значение .

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле

Где для косозубых колес = 43, а передаточное число редуктора

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

[1, стр.36]

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

;

принимаем по ГОСТ 9563-60^*

Примем предварительный угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем ; тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

Проверка:

Диаметры вершины зубьев:

Ширина колеса 100 = 40 мм

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:



Окружная скорость колес и степень точности передачи

Для косозубых колес при до 10 м/с следует назначать 8-ю степень точности по ГОСТ 1643 - 81

Коэффициент нагрузки

Значения берем по таб. 3.5 [1, стр. 39], при , твердость и не симметричном расположении зубчатых колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи

По таблице 3.4 [1. Стр. 39 ] при и 8-ой степенью точности

По таблице 3.6 [1. Стр. 40 ] для косозубых колес при имеем

Таким образом

Проверяем контактные напряжения:

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Определяем коэффициент нагрузки . По табл. 3.7 [1. стр. 43] при

, твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8 [1. стр. 43] при , 1.35. Таким образом, коэффициент; - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

у шестерни

у колеса

Рассчитываем допускаемое напряжение:



По табл. 3.9 [1, стр. 44-45] для стали 45 улучшенной при твердости

для шестерни ; для колеса . - коэффициент безопасности, где = 1.75 [1, таб. 3.9 ст. 44 - 45] , = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно

Допускаемое напряжение:

для шестерни для колеса

находим отношение:

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса по формуле



Условие прочности выполнено.

1.3 Предварительный расчет валов редуктора

электродвигатель редуктор шпоночный привод

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Определяем диаметр выходного конца при допускаемом напряжении - допускаемое напряжение на кручение для валов из сталей 40, 45, Ст 6 принимают пониженное значение

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора [1; П2; стр.391] и вала

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточками полумуфт под Примем под подшипники Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжение цепи, примем .

Диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда Диаметр вала под подшипники принимаем , под зубчатым колесом 40 мм.

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: ; ;

Колесо кованное: ; ; = 40 мм.

Диаметр ступицы ; длинна ступицы , принимаем .

Толщина обода , принимаем .

Толщина диска .

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

, принимаем ; , принимаем .

Толщина фланцев поясков корпуса и крышки:

Верхнего пояска корпуса и пояска крышки

; ;

Нижнего пояска корпуса

; принимаем .

Диаметр болтов: фундаментных; принимаем болты с резьбой М16;

Крепящих крышку к корпусу у подшипников ; принимаем болты с резьбой М12;

Соединяющих крышку с корпусом ; принимаем болты с резьбой М8.

1.6 Первый этап компоновки редуктора

Цель: определение приближенного положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

В проектируемом приводе шестерня относительно небольшого диаметра и ее изготавливаем из круглого проката или поковки. Колесо изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично обода.

Для расположения колес в корпусе:

a. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса . Принмаем

b. Принимаем зазор от окружности вершины зубьев колеса до внутренней стенки корпуса .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и

Условное обозначение подшипника	d	D	В	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм		С	C0
80206 80207	30 35	62 72	16 17	19,5 25,5	10 13,7
Примечание. Наружный диаметр подшипника D =62 мм оказался меньше диаметра окружности вершины зубьев . Расстояние А берем от шестерни.

Решая вопрос о смазывании подшипников, принимаем пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки из подшипника и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления применяем закрытые подшипники по ГОСТ 7242-81

Измерением находим расстояние на ведущим валу

Глубину гнезда подшипника принимаем ; для подшипника 80206В = 16 мм; ; примем .

Толщину фланцев крышки подшипника принимаем для ведущего вала 10мм., для ведомого вала 12мм.

1.7 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Из предыдущих расчетов мы имеем , , ; из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

В плоскости

В плоскости

Проверка:

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 80206 .

Определяем эквивалентная нагрузку по формуле

в которой радиальная нагрузка ; осевая нагрузка ; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности ; температурный коэффициент .

Отношение ; этой величине соответствует [1; стр. 212; таб. 9.18].

Отношение ;

Рассчитываем долговечность, млн. об.

Рассчитываем долговечность, ч.

1.8 Проверка прочности шпоночных соединений

В данном редукторе применяются шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длинны шпонок - по ГОСТ 233-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяем по формуле

Допускаемые напряжения смятия при чугунной .

Ведущий вал:

d = 28 мм; ; ;длинна шпонки (при длине ступицы полумуфты МВУП 42 мм.); момент на ведущим валу

(материал полумуфт МВУП - чугун СЧ 20).

Ведомый вал:

Стоят две шпонки - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше поперечное сечение шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 32 мм; ; ; длинна шпонки (при длине ступицы звездочки 60 мм.); момент ;

(обычно звездочки изготавливают из термообработанных или легированных сталей). Условие выполнено.

1.9 Уточненный расчет ведущего вала

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал тот же, что и для шестерни (шестерня выполнен заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм. [1; таб. 3.3; стр. 34] (в нашем случае ) среднее значение .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А - А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности



где амплитуда среднее напряжение отнулевого цикла

при d = 28 мм; ; по таблице 8.5 [1; стр. 165] момент сопротивления кручению:

Принимаем [1; табл. 8.5; стр. 165]; [1; табл. 8.8; стр. 166]; при [1, стр. 166]

ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть .

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты (муфта УВП для валов диаметром 28 мм), получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки

Момент сопротивления изгибу:



Амплитуда нормальных напряжений:

; среднее значение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Принимаем масштабный фактор для нормальных напряжений [1; таб. 8.8; стр. 166], эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений [1; таб. 8.5; стр.165], коэффициент для углеродистых сталей принимаем ,

Результирующий коэффициент запаса прочности

Проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.



1.10 Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Оббьем масляной ванны V определяется из расчета 0.25 дм² масла на 1 кВт передаваемой мощности:

По таблице 10. 8 [1; стр. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10^-6 м/с². По таблице 10.10 [1; стр. 253] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799 - 75^*)

Камера подшипников заполнена смазочным материалом УТ - 1.



2. Энергоресурсосбережение

При проектировании редуктора для энергоресурсосбережения были разработаны следующие мероприятия;

Ш повышены требования и введены новые принципы подхода к точности изготовления деталей;

Ш повышены требования к уровню вибрации и шума (применяется шестерни с косым зубом);

Ш использование малоотходных и неэнергоемких технологий изготовления деталей;

Ш повышены требование к износостойкости элементов редуктора (использование современных смазочных материалов).

Для определения технического уровня редуктора целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим затраченных средств и полученного результата.

«Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент , на его тихоходном валу.

Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг, в которой практически интегрирован весь процес его проектирования.

Определяем технический уровень редуктора.

Где: - масса редуктора (кг)

- вращающий момент на тихоходном валу.

Массу редуктора (кг.) определяем по формуле , где - коэффициент заполнения определяется по графику [4, рисунок 12.1] ; - плотность материала (чугун) = 7300 кг/м³; - Условный оббьем редуктора, м³.

где - наибольшая длинна, ширина, высота.

По таблице 1 определяем технический уровень редуктора и даем ответ о целесообразности изготовления редуктора, таблица 2.

Таблица 1. Технический уровень редуктора.

, кг/Н*м	Качественная оценка технического уровня.
0.2	Низкий, редуктор морально устарел.
0.1…0.2	Средний, производство экономически неоправданно.
0.06…0.1	Высокий, редуктор соответствует мировым образцам.

Таблица 2.

Тип редуктора.	Масса, , кг.	Момент	Критерий	Вывод
Цилиндрический одноступенчатый.				Исходя из полученных данных можно прийти к выводу о целесообразности изготовления. При качественной оценки технического уровня редуктор был получен средний показатель, т. е. производство экономически неоправданно. Так как у данного редуктора низкая нагрузочная способность . Для повышения нагрузочной способности нужно было выбрать электродвигатель с более высокой синхронной частотой вращения, а также увеличить передаточное отношение редуктора.



Заключение

Данным проектом выполнено проектирование одноступенчатого горизонтального редуктора общего назначения с косыми зубьями.

Произведены расчетные и конструктивные решения:

Ш Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.

Ш Расчет зубчатой передачи.

Ш Предварительный расчет валов редуктора.

Ш Конструктивные решения по изготовлению шестерни и колеса.

Ш Компоновка редуктора (1этап).

Ш Выбор и проверка долговечности подшипников ведущего вала.

Ш Проверка шпоночных соединений.

Ш Уточненный расчет ведущего вала.

Ш Выбор сорта масла.

Все расчеты получились удовлетворительными. По расчетным данным выполнен сборочный чертеж редуктора в масштабе 1:1, чертеж зубчатого колеса в масштабе 1:1, чертеж ведомого вала в масштабе 1:1.

В конце проекта определена качественная оценка технического уровня проектируемого редуктора. Технический уровень редуктора средний, производство экономически неоправданно.



Список литературы

1. Аркуша А. И., Фролов М. И. Техническая механика. -М.: Машиностроение, 1987. -336с.

2. Черновский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Машиностроение, 1984. -410с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. -М.: Машиностроение, 1984. -560с.

4. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Высшая Школа, 1991. 432с.

Размещено на Allbest.ru

...