Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

1.3 Общее передаточное число электродвигателя

1.4 Мощности на валах привода

1.5 Частоты вращения и угловые скорости на валах привода

1.6 Вращающиеся моменты на валах

2. Расчёт зубчатых цилиндрических колёс редуктора

2.1 Допускаемые напряжения

2.2 Межосевое расстояние

2.3 Размеры заготовки колес

2.4 Модуль передач

2.5 Число зубьев

2.6 Фактическое передаточное число и окончательные значения размеров колес

2.7 Силы в зацеплении

2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

2.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

3.Расчет цепной передачи

3.1 Число зубьев малой и большой звездочек

3.2 Коэффициент Kэ учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации передачи

3.3 Давление в шарнирах

3.4 Шаг цепи

3.5 средняя скорость цепи

3.6 Передаваемое окружное усилие

3.7 Проверка износостойкости цепи

3.8 Геометрические параметры цепи

3.9 Проверка цепи по числу ударов

3.10 Коэффициент запаса прочности

4. Расчет валов цилиндрической передачи

4.1 Расчет вала цилиндрической передачи для шестерни

4.2 Расчет вала цилиндрической передачи для колеса

5. Расчет подшипников качения

5.1 Расчет подшипников качения для шестерни

5.2 Расчет подшипников качения для колеса

6. Расчет шпоночных соединений

6.1 Расчет шпоночных соединений для шестерни

6.2 Расчет шпоночных соединений для колеса

7. Выбор муфт

7.1 Тип муфт

7.2 Расчетный момент муфты

8. Выбор сорта масла

Заключение

Список использованной литературы



ВВЕДЕНИЕ

Назначение и область применения проектируемого привода

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют планетарными механизмами или мультипликаторами. Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в подъемно-транспортном, металлургическом, химическом машиностроении, в судостроении и т.д.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование:

1. по типу передачи: зубчатый;

2. по числу ступеней: одноступенчатый;

3. по типу зубчатых колес: цилиндрический

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.



1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

1.1 Общий КПД привода

Определяем общий КПД привода:

По Колпакову принимаем:

КПД муфты:

КПД цилиндрической зубчатой передачи:

КПД цепной передачи:

КПД подшипников:

Общий КПД

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

По Колпакову выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель мощностью P=1,3 кВт, с частотой вращения =1470 об/мин

1.3 Общее передаточное число электродвигателя

электродвигатель напряжение редуктор подшипник

Определяем общее передаточное число электродвигателя

u=



Уточняем передаточное число на каждой ступени

Принимаем: u_з.п. = 3

1.4 Мощности на валах привода

Определяем мощности на валах привода:

1.5 Частоты вращения и угловые скорости на валах привода

Определяем частоты вращения и угловые скорости на валах привода:



1.6 Вращающиеся моменты на валах привода

Определяем вращающиеся моменты на валах:

Результаты расчетов приведены в таблице 1

Таблица 1

Результаты расчетов

	P, кВт	T, Нм	, рад/c	n, об/мин
вал I	1,3	9	153,86	1470
вал II	1,287	8	153,86	1470
вал III	1,235		51,28	490
вал IV	1,2		11,52	110,11



2. Расчёт зубчатых цилиндрических колёс редуктора

Данные: n=1470 об/мин

T=8 Н•м

u=3

2.1 Допускаемые напряжения

Определяем допускаемые напряжения:

Выбор материала и твердости зубчатых колес

По табл. 2.1. для зубчатых колес выбираем предварительно твердость зубьев 235…262 НВ и сталь марки 40Х и. Для колес назначаем термообработку улучшением.

Средняя твердость

Определяем среднюю твердость:

Допускаемое контактное напряжение

Определяем допускаемое контактное напряжение:

где - допускаемое напряжение,

- предел контактной выносливости. Табл.2.2.



- коэффициент запаса прочности [2,13] - для улучшенных сталей

- коэффициент долговечности (при спокойной нагрузке

При переменной нагрузке:

где - базовое число циклов

-эквивалентное число циклов

Где - коэффициент нагружения.

- ресурс.

Шестерня:

МПа - принимаем за расчетное

Колесо:



Мпа

Допускаемые напряжения изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где - предел выносливости при изгибе. Табл.2.3.

=1,75*248,5=434,875 МПа

Шестерня:

Колесо:

- коэффициент запаса прочности

- коэффициент долговечности при изгибе

Где для улучшенных сталей;

- базовое число циклов

-эквивалентное число циклов

- коэффициент учитывающий режим нагружения [2,15]

Шестерня:

Колесо:

- коэффициент шероховатости

- коэффициент, учитывающий нагрузки

Допускаемые напряжения изгиба:

Шестерня:

Колесо:

2.2. Межосевое расстояние

Выбираем косозубую передачу, тогда

- коэффициент ширины, примем =0,4

- коэффициент нагрузки,

Ориентировочно скорость:

K при Н<350 НВ К=10

Назначаем 9-ю степень точности

- коэффициент диаметра

А=0,25

*0,28=1,28

Округляем до ближайшего стандартного значения a=80 мм

2.3 Размеры колеса

Делительный диаметр



Ширина колеса

Ширину округляем до ближайшего стандартного значения

2.4 Модуль передач

Наибольший

Наименьший

- для косозубых передач

- коэффициент нагрузки

по таблице 2.9 [4]

Принимаем стандартное значение m=1,5



2.5 Число зубьев и угол наклона

Суммарное число зубьев

- определяют до целого числа в меньшую сторону

Принимаем угол

Шестерня:

Колесо:

2.6 Фактическое передаточное число и окончательные значения размеров колес

Фактическое передаточное число

Размеры колеса и шестерни

Делительный диаметр



Шестерня:

Колесо:

Внешние диаметры вершин зубьев

Шестерня:

Колесо:

Диаметр впадин

Шестерня:

Колесо:

2.7 Проверка зубьев по контактным напряжениям

- для косозубой

Рассчитаем разность - допускаемое

2.8 Силы зацепления

Окружная

Радиальная

Осевая

2.9 Проверка зубьев по напряжениям изгиба

; - по табл. 2.10

- для косозубой передачи



3. Расчет цепной передачи

3.1 Число зубьев малой и большой звездочек

По передаточному числу принимают число зубьев малой звездочки по таб. 12 . При этом должно соблюдаться условие (для надежного зацепления цепи со звездочкой в результате их износа). Поэтому максимальное число зубьев большой звездочки ограничивают: роликовой

;

81 < 120 ? проверка выполнилась

3.2 Коэффициент учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации передачи

определяют по формуле:



где - коэффициент динамической нагрузки: при спокойной нагрузке

- коэффициент межосевого расстояния: - при

- коэффициент способа смазки: при скоростях м/с

- коэффициент режима работы: при односменной работе

- коэффициент способа регуляции натяжения цепи: при регулировании отжимными опорами

- коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту: при

3.3 Давление в шарнирах

Давление в шарнирах [p] (Н/мм²) выбираем в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t цепи. Ориентировочно назначаем средний шаг цепи мм табл. 13.

Выбираем н/мм²

3.4 Шаг цепи

Шаг цепи определяем из условия износостойкости шарниров. Для роликовой и втулочной цепей используем формулу:

Где m - число рядов роликовой или втулочной цепи. Принимаем m = 1

Принятый шаг проверяют по допускаемой угловой скорости (частота вращения) малой звездочки. Величину сравнивают с допустимым значением [] для выбранного числа цепи.

[]=490 об/мин

110,11 ? 490 ? Условие выполнилось.

По табл. 16 [Попов. c 98] принимаем

3.5 Средняя скорость цепи

Среднюю скорость (м/с) цепи определяем по формуле:

Расчетное значение скорости сравниваем с допускаемым значением [V]. Для роликовых цепей .

условие выполнилось.

3.6 Передаваемое окружное усилие

Определяем передаваемое окружное усилие F в Н:

3.7 Проверка износостойкости цепи

Проверка износостойкости цепи по формуле:



A- площадь проекции опорной поверхности шарнира

A=d*B

Где d - диаметр оси, d=4.45 мм

B - Длина втулки, В=11,3 мм

Выписываем размеры цепи из таб. 14 [4,98]

- ширина внутреннего звена.

- расстояние между пластинами внутреннего звена.

- толщина пластины.

- диаметр ролика.

- диаметр валика.

- ширина пластины.

- длина валика.

- разрушающая нагрузка.

кг/м- масса 1м цепи.

3.8 Геометрические параметры цепи

Определение геометрических параметров передачи:

а) Межосевое расстояние принимаем по формуле:

б) Число звеньев цепи:

Округляем до целого четного числа:

Где

в) Расчетная длина цепи:

Межосевое расстояние, соответствующее окончательно принятой длине цепи L, не пересчитываем, так как передача имеет натяжное устройство.

3.9 Проверка цепи по числу ударов

Проверяем цепь по числу ударов.

Число ударов в секунду:

Допустимое значение числа ударов [ для выбранной цепи выбираем по таб. 17 [4]

[

16,1Условие выполнено.

3.10 Коэффициент запаса прочности

Где Н - разрушающая нагрузка;

- окружное усилие; = Н

- коэффициент динамической нагрузки.

- нагрузка, испытываемая цепью от центробежных сил, Н.

Н

Где q - масса 1м цепи таб.15 [4]; q = 0,71 кг/м

V - скорость цепи в м/с; V = 2,8 м/с

- усилие от провисания цепи, Н.

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров звездочек;

при горизонтальном расположении.

Допустимый коэффициент запаса прочности для выбранной приводной цепи [n] определим по таб. 18 [4]

0,53 < 8.2 ? Условие выполнилось.

4. Расчет валов цилиндрической передачи

4.1 Расчет вала для шестерни

Проектировочный расчет вала

Из расчета конической передачи известны осевая сила , радиальная сила , окружная сила и вращающий момент T.

Исходные данные:

,

n=1470об/мин

режим работы-II

привод реверсивный

срок службы t=30000 часов

Выбираем материал вала: сталь марки Ст.45 с

Термообработка улучшением

Диаметр выходного вала определяется из расчета на кручение

По таблице 45 принимаем стандартное значение

Эскизная компоновка вала

- диаметр вала под подшипники качения

По табл. 51-53 принимаем

По табл. 45 принимаем

По табл. 45 принимаем

W- по табл.на стр.53 при Т=2 0 Н*м

Принимаем W=30 мм

В- ширина подшипника

Принимаем при В=11 мм

- ширина шестерни

b- ширина ступицы муфты

x- зазор между стенкой и шестерней

x=8-15 мм, принимаем x=8 мм

- ширина ступицы муфты

- расстояние от середины подшипника до середины посадочной поверхности муфты

По табл. на стр.53

Принимаем

Проверочный расчет вала

Предел прочности

Предел текучести

Предел выносливости изгиба

Предел выносливости кручения

Окружная сила на зубчатое колесо

Радиальная сила на зубчатое колесо

Осевая сила на зубчатое колесо

Сила на вал от муфты

Реакции опор

Определяем реакции опор:

В вертикальной плоскости

Строим эпюру

Слева:

Справа:



Слева:

Справа:

В горизонтальной плоскости

Строим эпюру

Слева:

Справа:

Строим эпюру крутящих моментов

Крутящий момент передается от зубчатого колеса к звездочке цепной передачи. Т=10 Н*м

Суммарный изгибающий и эквивалентный моменты

Для опасного сечения определяем суммарный изгибающий момент

Опасное сечение- сечение В

Определяем эквивалентный момент сечения В

В сечении C

Стр. 64 - допускаемое напряжение изгиба

Принимаем

- по табл. 45

Расчетный коэффициент запаса прочности

По табл. 85

По табл. 86



Для Ст.45 стр. 69

4.2 Расчет вала для колеса

Проектировочный расчет вала

Исходные данные:

,

n=308,3 об/мин

режим работы-II

привод нереверсивный

срок службы t=30000 часов

Выбираем материал вала: сталь марки Ст.45 с

Термообработка улучшением

Диаметр выходного вала определяется из расчета на кручение

По таблице 45 принимаем стандартное значение

Эскизная компоновка вала

- диаметр вала под подшипники качения

По табл. 51-53 принимаем

По табл. 45 принимаем

По табл. 45 принимаем

W- по табл.на стр.53 при Т=40 Н*м

Принимаем W=35 мм

В- ширина подшипника

Принимаем при В=15 мм

- ширина зубчатого колеса

b- ширина ступицы звездочки цепной передачи

x- зазор между стенкой и зубчатым колесом

x=8-15 мм, принимаем x=8 мм

- ширина ступицы зубчатого колеса

- расстояние от середины подшипника до середины посадочной поверхности звездочки

По табл. на стр.53

Принимаем

Проверочный расчет вала

Предел прочности

Предел текучести

Предел выносливости изгиба

Предел выносливости кручения

Окружная сила на зубчатое колесо

Радиальная сила на зубчатое колесо

Осевая сила на зубчатое колесо

Сила на вал от цепной передачи

- коэффициент нагрузки при

Реакции опор

Определяем реакции опор:

В вертикальной плоскости

Строим эпюру

Слева:

Справа:



Слева:

Справа:

В горизонтальной плоскости

Строим эпюру

Слева:

Справа:

Строим эпюру крутящих моментов

Крутящий момент передается отзубчатого колеса к звездочке. Т=40 Н*м

Суммарный изгибающий и эквивалентный моменты

Для опасного сечения определяем суммарный изгибающий момент

Опасное сечение- сечение C

Определяем эквивалентный момент сечения В

В сечении C

Стр. 64 - допускаемое напряжение изгиба

Принимаем

- по табл. 45

Расчетный коэффициент запаса прочности

По табл. 85 По табл. 86

Для Ст.45 стр. 69



5. Расчет подшипников качения

5.1 Расчет подшипников качения для шестерни

По диаметру вала выбираем [табл. 52] шариковый радиально-упорный подшипник типа №36203легкой серии.

Приведенная нагрузка

Определяем приведенную нагрузку:

Приведенную (условную) нагрузку Р определяем в зависимости от типа подшипника. Для однорядных радиальных подшипников и однорядных радиально упорных шарико- и роликоподшипников.

где X - коэффициент радиальной нагрузки таб. 47 [4,114]

V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

- радиальная сила;

Правый подшипник

Левый подшипник

Y - коэффициент осевой нагрузки по таб. 47 [4,114]

- осевая нагрузка

При X=0.56 Y=1,45- коэффициент осевой нагрузки

- коэффициент безопасности по табл. 50 [4,115]

нагрузка спокойная

- температурный коэффициент: при температуре

Долговечность подшипников качения

Задаемся долговечностью подшипников качения.

Долговечность подшипника принимаем равным строку службы привода.

ч

Общее число оборотов за планируемый срок службы

Определяем общее число оборотов за планируемый срок службы.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипников

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников

Где P - приведенная нагрузка подшипника

n - показатель степени конической усталости, n для шарикоподшипника

Номер и диаметр подшипника

По требуемой динамической грузоподъемности принимаем номер подшипника и диаметр.

Принимаем № 36203:

, , ,

,

Долговечность принятого подшипника

Определяем долговечность принятого подшипника

5.2 Расчет подшипников качения для колеса

По диаметру вала выбираем [табл. 52] шариковый радиально-упорный подшипник типа №36205легкой серии.

Приведенная нагрузка

Определяем приведенную нагрузку:

Приведенную (условную) нагрузку Р определяем в зависимости от типа подшипника. Для однорядных радиальных подшипников и однорядных радиально упорных шарико- и роликоподшипников.

где X - коэффициент радиальной нагрузки таб. 47 [4,114]

V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

- радиальная сила;

Правый подшипник

Левый подшипник



Y - коэффициент осевой нагрузки по таб. 47 [4,114]

- осевая нагрузка

При X=0.56 Y=1.45- коэффициент осевой нагрузки

- коэффициент безопасности по табл. 50 [4,115]

нагрузка спокойная

- температурный коэффициент: при температуре

Долговечность подшипников качения

Задаемся долговечностью подшипников качения.

Долговечность подшипника принимаем равным строку службы привода.

ч

Общее число оборотов за планируемый срок службы

Определяем общее число оборотов за планируемый срок службы.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипников

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников

Где P - приведенная нагрузка подшипника

n - показатель степени конической усталости, n для шарикоподшипника

Номер и диаметр подшипника

По требуемой динамической грузоподъемности принимаем номер подшипника и диаметр.

Принимаем № 36205:

, , ,

,

Долговечность принятого подшипника

Определяем долговечность принятого подшипника



6. Расчет шпоночных соединений

Задаемся видом шпоночного соединения в зависимости от класса машины, конструкции соединяемые деталей, угловой скорости, величины и характера нагрузки.

6.1 Расчет шпоночных соединений для шестерни

Исходные данные: диаметр вала d = 21 мм

Вращ. момент T =10 Н•мм

Зная диаметр вала d по ГОСТу 8788-68 принимаем размеры сечения шпонки b x h таб. 54 [4,121].

Учитывая, что принимаем

- ширина шпонки

- высота шпонки

- глубина паза вала

- глубина паза втулки

Длина шпонки

В зависимости от длины ступицы задаются длиной шпонки l из стандартного ряда таб. 54 [2. c 121]. Рекомендуется но не более длины ступицы.

Принимаем

Условие прочности на смятие

Из условия прочности на смятие, а в соединениях сегментными шпонками и на срез, определяем расчетные напряжения в соединении и сравнивают с допускаемыми значениями.

Условие прочности на смятие для шпоночных соединений с призматическими шпонками.

где T - передаваемый момент;

d - диаметр вала;

- рабочая глубина паза в ступице таб. 54 [4,121].

- для шпонок с плоскими торцами

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений при постоянной нагрузке и чугунных ступицах

Условие выполнено.

Условие прочности шпонки на срез

Допускаемое напряжение на срез шпонок при спокойной нагрузке



Условие выполнено.

6.2 Расчет шпоночных соединений для вала колеса

Исходные данные: диаметр вала d = 34 мм

Вращ. момент T =40 Н•м

Зная диаметр вала d по ГОСТу 8788-68 принимаем размеры сечения шпонки b x h таб. 54 [4,121].

Учитывая, что принимаем

- ширина шпонки

- высота шпонки

- глубина паза вала

- глубина паза втулки

Длина шпонки

В зависимости от длины ступицы задаются длиной шпонки l из стандартного ряда таб. 54 [4,121]. Рекомендуется но не более длины ступицы.

Принимаем

Условие прочности на смятие

Из условия прочности на смятие, а в соединениях сегментными шпонками и на срез, определяем расчетные напряжения в соединении и сравнивают с допускаемыми значениями.

Условие прочности на смятие для шпоночных соединений с призматическими шпонками.

где T - передаваемый момент;

d - диаметр вала;

- рабочая глубина паза в ступице таб. 54 [4].

- для шпонок с плоскими торцами

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений при постоянной нагрузке и стальных ступицах

Условие выполнено.

Условие прочности шпонки на срез

Допускаемое напряжение на срез шпонок при спокойной нагрузке

Условие выполнено.

7. Выбор муфт

В курсовом проектировании не предусмотрен расчет муфты, а муфта выбирается по стандарту в зависимости от диаметра вала и расчета вращающего момента. Большинство муфт стандартизировано.

7.1 Тип муфт

Наиболее распространенными муфтами для соединения валов электродвигателя и редуктора являются муфты упругие втулочно-пальцевые. Для соединения выходного вала привода рабочей машины используют жесткокомпенсирующие муфты (цепные или зубчатые).

7.2 Расчетный момент муфты

Расчетный момент муфты определяется по формуле:

где расчетный вращающий момент

номинальный вращающий момент на валу

коэффициент эксплуатации.

K=1.2

Муфты упругие втулочно-пальцевые (в соответствии с ГОСТ 21424?93)

d = 12

D = не более 75

B = 3



8. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на сборочном чертеже.

Объём масляной ванны

По табл.10.8[7,253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях скорости м/с рекомендуемая вязкость должна быть равна

= .

По табл.10.10[7,253] принимаем масло индустриальное

И-30А ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываются пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки УТ-1.



Заключение

В процессе работы был спроектирован одноступенчатый конический редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

Основные достоинства редуктора:

1. Высокая надежность, долговечность;

2. Относительно небольшие габариты редуктора;

3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;

4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.

Основные недостатки редуктора:

1. Большой вес редуктора;

2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;

В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.



Список литературы

1. Атлас конструкций и деталей машин/ под ред. О. А. Ряховского.- М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2007.

2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин/ П.Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - М.: Высш. шк.,2001.

3. Колпаков А. П. Проектирование и расчёт механических передач/А. П. Колпаков, И. Е. Карнаухов.- М.: Колос, 2000.

4. Попов И.И. Детали машин и основы конструирования/И.И.Попов, Г.С. Юнусов. -Йошкар-Ола, 2004.

5. ГординП.В. Детали машин и основы конструированияе/ П.В. Гордин,Е. М. Росляков, В.И. Эвелеков.- СПб.: СЗГЗТУ, 2006.

Размещено на Allbest.ru

...