Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования ФГБОУ ВПО «Магнитогорский государственный технический университет им. Г. И. Носова»

Кафедра «прикладная механика и графика»

Курсовая работа

по дисциплине: Детали машин и основы конструирования

на тему: Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Исполнитель:

студент 2 курса, группа 150400.62

Хамзин Т.Р.

Руководитель:

профессор, д. т. н.

Белевский Л.С.

Магнитогорск 2014

Оглавление

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Проверка долговечности подшипников

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Уточненный расчет валов

9. Смазка редуктора

Список используемых источников

Введение

Редуктором называют механизм, предназначенный для передачи вращения от вала электродвигателя к валу рабочей машины с целью понижения угловой скорости и увеличения крутящего момента.

Целью настоящей работы является проектирование и расчет цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.

Спроектировать и рассчитать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор по следующим данным (табл.1):

Таблица 1. Исходные данные

Рдв, кВт	4
nдв, об/мин	1410
u	5

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А-132S4/1440:

N = 4кВт; n_дв = 1410 об/мин

Передаточное отношение редуктора u_p = 5.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

n₁ = n_дв = 1410об/мин.

щ₁ = щ_дв = р n_1/30 = 147,6 рад/с.

n₂ = n_{1 /} u_p = 282 об/мин.

щ₂ = щ_{1 /} u_p = 29,5 рад/с.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор материала колес (табл.2)

Таблица 2. Материал колес

Вид	ув МПа	ут МПа	НВ	Материал колес
Шестерня	930	690	270	Ст 45 улучшенная
Колесо	730	490	240	Ст 45 улучшенная

Вращающий момент на валу шестерни редуктора

Т₁ = N_{1 /} щ₁ = 27,1 Нм

Вращающий момент на валу колеса

Т₂ = Т₁ u_p = 135,5 Нм

Предел контактной выносливости

[у]_{Н1 limb} = 2НВ + 70 = 610 МПа

[у]_{Н2 limb} = 2НВ + 70 = 550 МПа

k_HL = 1

[n]_H = 1,15

Допускаемые контактные напряжения

[у]_Н1 = у_{Н1 limb} k_{H1L /} [n]_H1 = 530 МПа

[у]_Н2 = у_{Н2 limb} k_{H2L /} [n]_H2 = 478 МПа

[у]_Н = 0,45 ([у]_Н1 + [у]_Н2) = 454 МПа

Предел выносливости зубьев при изгибе

у_{F2 limb} = 1,8 НВ = 486 МПа

у_{F1 limb} = 1,8 НВ = 432 МПа

Допускаемые напряжения при изгибе

[n]_F1 = 1,75

[n]_F2 = 1,75

[у]_F1 = у_{F1 limb /} [n]_F1 = 278 МПа

[у]_F2 = у_{F2 limb /} [n]_F2 = 247 МПа

k_Hв = 1,25

ш_ba = 0,4.

Межосевое расстояние.

К = 43

а_w = К (u + 1) ₃ Т₂К_{Нв /} v u²ш_ba[у_Н2]² = 150мм

Принимаем: а_w = 160мм

Нормальный модуль зацепления

m = (0,01..0,02) а_w = 1,6..3,2мм

Принимаем m = 2мм

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10°

и определим числа зубьев шестерни и колеса

z₁ = 2 а_w cosв / (u + 1) m = 24,6

Принимаем z₁ = 24

z₂ = z₁ u = 120

Принимаем z₂ = 120

Уточненное значение угла наклона зубьев

cosв = (z₁ + z₂) m / 2а_w = 0,9

в = 25°

Основные размеры шестерни и колеса

делительные диаметры

d₁ = m / cosв z₁ = 55мм

d₂ = m / cosв z₂ = 267мм

Проверка:

а_w = (d₁ + d_{2) /} 2 = 161мм

Диаметры вершин зубьев

d_а1 = d₁ + 2m = 59мм

d_а2 = d₂ + 2m = 271мм

Диаметры впадин зубьев

d_f1 = d₁ - 2,5m = 50мм

d_f2 = d₂ - 2,5m = 262мм

ширина колеса

b₂ = 64мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + 6 = 70мм

Геометрические параметры зубчатой передачи показаны на рис.1

Рис. 1. Геометрические параметры зубчатой передачи

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

ш_bd = b_{1 /} d₁ = 1,27.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

v = щ₁d_{1 /} 2 = 4,17 м/с.

Принимаем 8 степень точности

Коэффициенты

К_Hв = 1,25

К_Hv = 1

К_Ha = 1,08

Коэффициент нагрузки

К_H = К_Hв К_Hv К_Ha = 1,35

Проверка контактных напряжений

у_н = 424МПа < [ун] = 454МПа

Силы, действующие в зацеплении

Окружная

Р = 1865Н

Радиальная

Р_r = Р = 969Н

Осевая

Р_а = Р_r tgв = 425Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Находим отношения

[у]_F1 / Y_F1 = 71,58 [у]_{F2 /} Y_F2 = 68,57

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше

Коэффициенты:

Y_в = 0,91

К_Fв = 1,15

К_FV = 1,1

К_F = К_Fв К_FV = 1,27

К_Fа = 0,75

Y_F1 = 3,88

Y_F2 = 3,6

Напряжение изгиба

у_F = PK_FY_FY_вK_{Fa /} bm = 41МПа < [у]_F = 247МПа

Условие прочности выполняется

3. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Ведущий вал

диаметр входного участка вала

d_в1 = 21,6мм

Принимаем

d_в1 = 25мм

диаметр вала под подшипники

d_n1 = 30мм

Ведомый вал

диаметр выходного участка вала

d_в2 = ₃ 16Т₂ / v р[ф]_k = 37мм

Принимаем

d_в2 = 40мм

диаметр вала под подшипники

d_n2 = 45мм

диаметр вала под колесо

d_k2 = 50мм

По диаметру вала под подшипники принимаем (табл.3, рис.2):

Рис. 2. Подшипник радиальный однорядный

Таблица 3. Размеры подшипников

	№	d, мм	D, мм	b, мм	С, кН	Со, кН
Шестерня	306	30	72	19	21,6	14,8
Колесо	309	45	100	25	37,1	26,2

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Диаметр ступицы колеса

d_ст = 1,6d_k2 = 80мм

Принимаем

d_ст = 80мм

Длина ступицы

1_ст = (1,2..1,5)d_k2 = 60..75мм

Принимаем

l_ст = 74мм

Толщина обода

д_о = (2,5..4)m = 5..8мм

Принимаем

д_о = 8мм

Толщина диска

с = 0,3b₂ = 19,2мм. Принимаем 20мм

Болты:

фундаментные

d₁ = (0,03..0,036)a_w + 12 = 16,8..17,8мм

принимаем болты М16 крепящие крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7..0,75)d₁ = 11,8..12мм

принимаем болты М12 соединяющие крышку с корпусом

d₃ = (0,5..0,6)d₁ = 8..9,6мм

принимаем болты М12

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

д = 0,25a_w + 1 = 5мм

Принимаем д = 8мм

д₁ = 0,02a_w + 1 = 4,2мм

Принимаем д₁ = 8мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

верхний пояс корпуса и пояс крышки

b = 1,5д = 12мм

b₁ = 1,5д₁ = 12мм

нижний пояс корпуса

р = 2,35д = 18,8мм

Принимаем р = 20мм

6. Проверка долговечности подшипников

Конструктивно определяем размер от оси колес до оси подшипников

l₁ = l₂ = 70мм

На рис.3 показана схема нагружения валов

Рис. 3. Схема нагружения валов

Ведущий вал

Реакции опор:

в плоскости XZ

R_x1 = R_x2 = P / 2 = 933Нм

в плоскости YZ

R_y1 = 429Н

R_y2 = 267Н

Проверка:

R_y1 + R_y2 - Р_r = 0

Суммарные реакции:

F_r1 = R₁ = v R_x1² + R_y1² = 1027H

F_r2 = R₂ = v R_x2² + R_y2² = 970H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 306:

d = 30мм; D = 72мм; В = 19мм; С = 21,6кВт; С_о = 14,8кВт.

Коэффициенты

k_у = 1

k_r = 1

V = 1

Эквивалентная нагрузка

Р_э = (XVF_r1 + YF_a)k_уK_r = 1425Н

Расчетная долговечность

L_h = 16667 (c/P_э)^{3 /} n₁ = 40312ч

Ведомый вал

Реакция опор:

В плоскости XZ

R_x3 = R_x4 = P / 2 = 933Н

В плоскости YZ

R_y3 = -57Н

R_y4 = -753Н

Проверка:

R_y3 - P_r - Р_y4 = 0

Суммарные реакции:

F_r3 = R₃ = v R_x3² + R_y3² = 934H

F_r4 = R₄ = v R_x4² + R_y4² = 1199H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 309:

d = 45мм; D = 100мм; В = 25мм; С = 21,6кВт; С_о = 14,8кВт.

k_у = 1

k_r = 1

V = 1

Эквивалентная нагрузка

Р_э = (XVF_r4 + YF_a)k_уK_r = 1551Н

Расчетная долговечность

L_h = 16667 (c/P_э)^{3 /} n₂ = 791935ч

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбор и расчет шпонки под колесом на ведомом валу

Материал шпонки Ст.45 нормализованная

Длина шпонки

l_p = l_ст - (3..6) = 69..71мм.

Принимаем 70мм.

Выбираем шпонку призматическую

d = 50мм, b = 14мм, h = 9мм

t₁ = 5,5мм, t₂ = 3,3мм, Т₂ = 249Нм

Проверка на смятие

у_см = 2Т_{2 /} d(h - t₁)l_p = 41МПа < [у]_см = 130МПа [1]

Проверка на срез

ф_ср = 2Т_{2 /} db l_р = 10,2МПа < [ф]_ср = 70МПа [1]

Выбор шпонки под муфтой на ведущем валу

Материал шпонки Ст.45 нормализованная

d = 25мм, b = 8мм, h = 7мм

t₁ = 4мм, t₂ = 3,3мм, Т₂ = 50Нм

Выбор шпонки под муфтой на ведомом валу

Материал шпонки Ст.45 нормализованная

d = 40мм, b = 12мм, h = 8мм

t₁ = 5мм, t₂ = 3,3мм, Т₂ = 249Нм

8. Уточненный расчет валов

Ведущий вал (рис.4)

Материал Ст.45 улучшенная

у_в = 930МПа

Эпюры изгибающих моментов

М_х1 = М_х2 = R_х1l₁ = 65Нм

Рис. 4. Ведущий вал

М_y1 = - R_y1l₁ = -30Нм

М_y2 = - R_y2l₂ = -19Нм

Крутящий момент Т₁ = 50Нм

Наличие шпоночной канавки на выходном участке вала вызывает концентрацию напряжений. На этом участке возникают только касательные напряжения. Момент сопротивления кручению.

W_кнетто = 2482мм³

ф_v = ф_m = 10МПа

у_-1 = 0,43у_в = 400МПа

ф_-1 = 0,58у_-1 = 232МПа

к_ф = 1,7

е_ф = 0,8

ш_ф = 0,1

Коэффициент запаса прочности

n = n_r = ф_{-1 /} (k_ф/е_ф)ф_v + ш_фф_m = 10,4 > [n] = 1,6

Ведомый вал (рис.5)

Материал Ст.45 нормализованная

Т₂ = 249Нм

у_в = 590МПа

к_у = 1,75

к_ф = 1,5

ш_у = 0,2

ш_ф = 0,1

е_у = 0,8

е_ф = 0,7

у_-1 = 0,43у_в = 254МПа

ф_-1 = 0,58 у_-1 = 147МПа

Изгибающие моменты

М_х3 = М_х4 = -R_x3l₂ = -65Н

М_y3 = R_y3l₂ = -4Нм

М_y4 = -R_y4l₂ = 53Нм

Суммарный изгибающий момент:

М_u = v М²_{x max} + М²_{y max} = 84Нм

W_Кнетто = 23019мм³

W_Инетто = 10747мм³

ф_y = ф_m = 5,4 МПа

Рис. 5. Ведомый вал

у_m = 0

у_v = 7,8 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

n_у = 14,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

n_ф = 12,1

Результирующий коэффициент запаса прочности:

n = 9,4 > [n] = 1,6

9. Смазка редуктора

Объем масляной ванны

V_м = 0,25 * N_дв = 0,25 * 7,5 = 1,875дм³

одноступенчатый цилиндрический редуктор

Вязкость определяем из таблицы для скорости 4,02м/с равную 81,5сСт.

Принимаем масло индустриальное И-70А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластической смазкой. Сорт смазки - УТ1.

Список используемых источников

1. Курсовое проектирование деталей машин (под ред. В.И. Кудрявцева) Л.1984

2. Д.И. Решетов Детали машин. Атлас М: Машиностроение, 1968

3. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М: Машиностроение, 1988, 416с.

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

Размещено на Allbest.ru

...