Проектирование реверсивного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений зубьев

1.1 Выбор материалов и термообработки

1.2 Определение допускаемых напряжений

1.3 Определение предельных допускаемых напряжений

2. Кинематический расчет редуктора и определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления. Проверочный расчет зубчатых колес

2.1 Кинематический расчет редуктора

2.2 Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления

2.3 Проверочный расчет зубчатых колес

2.3.1 Определение усилий в зацеплении

2.3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

2.3.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

3. Предварительный расчет валов редуктора. Выбор и расчет шпоночных соединений. Определение нагрузок на валы редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

3.1.1 Выбор материалов

3.1.2 Определение геометрических параметров валов

3.2Выбор и расчет шпоночных соединений

3.3 Определение нагрузок на валы редуктора

4. Выбор и проверочный расчет подшипников качения

4.1 Предварительный выбор подшипников

4.2 Расчет подшипников по динамической грузоподъёмности

5. Первый этап компоновки редуктора

Список литературы



Введение

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.

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

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным - стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания и представляет собой горизонтальный одноступенчатый цилиндрический редуктор с прямозубым зацеплением. Редуктор реверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Конструкция редуктора отвечает техническим и сборочным требованиям. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности среднесерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.



1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений зубьев

1.1 Выбор материалов и термообработки

Материал для шестерни выбираем несколько прочнее чем для колеса, т.к. напряжения при изгибе в зубьях шестерни выше и число циклов нагружения для зуба шестерни больше. Принимаем материалы ([1], стр.173, табл. 9.6):

Шестерня: Сталь 40Х

=650Н/мм²

= 900Н/мм²

Термообработка - Улучшение;

Колесо: Сталь 45 НВ = 260;

= 520Н/ мм2

= 850Н/мм²

Термообработка - Улучшение;

1.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Поскольку срок службы редуктора не дан по условию, коэффициенты долговечности принимаем: = 1; = 1

Предел контактной выносливости: =2НВ+70

для шестерни: = 2 Ч 280 + 70 = 630МПа;

для колеса:= 2 Ч 260 + 70 = 590МПа;

Допускаемые контактные напряжения:

= 0,9 Ч Ч = 0,9 Ч 630 Ч 1/1,1 = 515,5МПа;

= 0,9 Ч =0,9 Ч 590 Ч 1/1,1=482,7МПа;

где S_H=1.1- коэффициент запаса прочности;

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

= min(,) = = 482,7МПа

Допускаемые изгибные напряжения

Поскольку срок службы редуктора не дан по условию, коэффициенты долговечности принимаем: = 1; = 1

Предел выносливости зубьев при изгибе вычисляем по формуле:

Допускаемые изгибные напряжения определяем по следующей формуле:

= 0,4 = 0,4 Ч 490 Ч 1 Ч 0,8 = 156,8МПа;

=0,4 Ч Ч Ч = 0,4 Ч 455 Ч 1 Ч 0,8 = 145,6МПа;

где Y_a= 0,8 - при реверсивной нагрузке;

с.2. жение А:тора и определение

1.3 Определение предельных допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки: Контактные: = 2,8 Ч = 2,8 Ч 650 = 1820МПа;

= 2,8 Ч = 2,8 Ч 520 = 1456МПа;

Изгибные: = 0,8 Ч = 0,8Ч650 = 520МПа;

= 0,8 Ч = 0,8 Ч 520 = 416МПа



2. Кинематический расчет редуктора и определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления

Проверочный расчет зубчатых колес

Исходные данные для варианта №1:

передаваемая мощность Р = 15 кВт;

частота вращения шестерни п₁=1000об/мин;

число зубьев шестерни = 17;

число зубьев колеса = 41;

2.1 Кинематический расчет редуктора

Принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода, подсчитываем мощность на валу рабочей машины. По справочным данным КПД передач и подшипников ([1], стр.74,табл.5.4):

передача зубчатая цилиндрическая = 0,97; пары подшипников качения = 0,99.

Общий КПД редуктора будет равен:

= Ч = 0,97 Ч 0,99² = 0,95.

Отсюда получаем мощность на быстроходном валу:

= = = 15,78кВт.

Рассчитаем передаточное число редуктора:

U = = = 2,41.

Где - угловая скорость на расчетном валу,; - частота вращения расчетного вала, об/мин;

Частота вращения тихоходного вала:

об/мин

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

=

Где - искомый крутящий момент на валу, Нм;

- мощность на валу, Вт;

- частота вращения вала, .

== = 150,7Н*м;

= = = 345,26Н*м;

Таблица 1. Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах

	Быстроходный вал	Тихоходный вал
Мощность Р, кВт	15,78	15
Частота вращения п,	1000	414,9
Угловая скорость щ,	104,7	43,4
Крутящий момент Т,Н*м	150,7	345,26

2.2 Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления

Предварительное значение межосевого расстояния:

Где = 495

= 1,03 - коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца (рис.4.2.3а [4]);

= = = 1,66 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния;

(табл.4.2.5 [4]);

Определяем модуль зацепления:

Согласовываем значение со стандартным: = 3,5

Геометрические размеры колес:

Начальные диаметры: ;

Диаметры вершин:

Диаметры впадин:

Межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца зубчатого колеса:



2.3 Проверочный расчет зубчатых колес

2.3.1 Определение усилий в зацеплении

Окружная:

Радиальная:

2.3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Окружная скорость колёс:

х = = = 3,1 м/с;

Степень точности колёс по табл.4.2.14 [4]: 8-я степень точности

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл.4.2.7 [4]):

= 1,1

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев (для прямых зубьев):

= 1,0

Коэффициент внешней динамической нагрузки (табл.4.2.9 [4]):

= 1,0

Удельная расчётная окружная сила:

=*** = 5065,5 * 1,0 * 1,03 * 1,1 * 1,0/168 = 34,16 Н/мм;

Расчетные контактные напряжения:

= *

где коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (для прямых зубьев):

= 1;

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей (для прямых зубьев): = 1,77;

коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колёс:

= 275

Контактное напряжение в зацеплении должно быть меньше допустимого:

= 395,4 МПа = 482,7 МПа

- условие выполняется

2.3.3. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл.4.2.7 [4]):

= 1,2

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца для изгибной прочности (рис.4.2.3в [4]):

= 1,05

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев (для прямых зубьев):

= 1,0

Удельная расчётная окружная сила при изгибе:

= = 5065,5 *1,0 * 1,05 *1,2 * 1,0/168 = 37,9 Н/мм;

Коэффициент, учитывающий форму зуба (рис.4.2.5 [4]):

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (для прямых зубьев):

Коэффициент, учитывающий наклон зуба (для прямых зубьев):

Расчетные напряжения изгиба зуба:

Условие выполняется



3. Предварительный расчет валов редуктора

Выбор и расчет шпоночных соединений.

Определение нагрузок на валы редуктора

3.1 Предварительный расчет валов редуктора

3.1.1 Выбор материалов

Материал 1-го вала определяется материалом вал-шестерни - сталь 40Х; материал 2-го вала - принимаем сталь 40Х;

Из таблицы ([2], стр.8, табл. 2.1.):

сталь 40Х

ТО: улучшение;

Твердость 260НВ;

3.1.2 Определение геометрических параметров валов

На данной стадии проектирования производится предварительный расчет диаметров валов исходя из условия прочности на кручение по пониженному допускаемому напряжению [ф]:

- для ведущих/ведомых валов

Диаметры ведущих/ведомых концов валов необходимо согласовать с посадочными диаметрами муфт и электродвигателей по ГОСТ 12081-72 и ГОСТ 12080-66.

Предварительный расчет ведут по формуле:

Минимальные диаметры концов ведущего и ведомого валов:

Окончательно принимаем d₁ = 35мм; d₂ = 45мм.

3.2 Выбор и расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения, предназначенные в основном для передачи вращательного движения, применяются при отсутствии особых требований к точности центрирования соединяемых деталей.

По форме шпонки разделяются на призматические, клиновые, сегментные и тангенциальные. Призматические и сегментные шпонки создают ненапряженные соединения ступицы детали с валом, клиновые и тангенциальные - напряженные (при их монтаже) соединения, в которых рабочие поверхности шпонки и сопряженных с ней деталей находятся в напряженном состоянии еще до передачи нагрузки. В таких соединениях наблюдается перекос деталей при забивке шпонки в пазы вала и ступицы, и поэтому область их применения ограничена.

Размеры сечения шпонок и пазов выбирают в зависимости от диаметра вала, длину шпонки - исходя из длины ступицы (несколько меньше ступицы).

Материал шпонок - обычно Ст6, стали 45, 50 и другие с пределом прочности не ниже 590 МПа.

Наиболее распространенные соединения с призматическими шпонками (рис.1).

Призматические шпонки рассчитываются на смятие рабочих граней и срез.

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами ГОСТ 23360-78. Материал шпонки - сталь чистотянутая для шпонок по ГОСТ 8787-68.

Вал № 1

Посадка на хвостовик вала.

Геометрические параметры:

Диаметр вала d = 35 мм;

Шпонка bxhxl = 12x8x50 ГОСТ 23360-78,

где b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

l - длина шпонки, мм;

Глубина паза вала = 5 мм;

Глубина паза втулки t₂ = 3,3 мм;

Предел смятия [] = 180 МПа - для стали;

Допускаемое напряжение среза = 100 МПа - для стали.

Определяем напряжения смятия шпонки:

Расчет на срез:

Расчеты показывают, что прочность шпонки на смятие и на срез обеспечена.

Вал № 2

Посадка зубчатого колеса на тихоходный вал.

Геометрические параметры:

Диаметр вала d = 60 мм;

Шпонка bxhxl = 18x11x80 ГОСТ 23360-78,

где b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

l - длина шпонки, мм;

Глубина паза вала =7 мм;

Глубина паза втулки = 4,4 мм;

Предел смятия = 180 МПа -для стали;

Допускаемое напряжение среза = 100 МПа - для стали.

Определяем напряжения смятия шпонки:

Расчет на срез:

Расчеты показывают, что прочность шпонки на смятие и на срез обеспечена.

Посадка на хвостовик вала.

Геометрические параметры:

Диаметр вала d = 45 мм;

Шпонка bxhxl = 14x9x60 ГОСТ 23360-78,

где b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

l - длина шпонки, мм;

Глубина паза вала = 5,5 мм;

Глубина паза втулки = 3,8 мм;

Предел смятия = 180 МПа -для стали;

Допускаемое напряжение среза = 100 МПа - для стали.

Определяем напряжения смятия шпонки:

Расчет на срез:

Расчеты показывают, что прочность шпонки на смятие и на срез обеспечена.

термообработка реверсивный редуктор зубчатый

3.3 Определение нагрузок на валы редуктора

Окружные усилия:

= = 5065,5 H;

Радиальные усилия:

где а = 20° - угол профиля.Проверочный расчет вала №1

Горизонтальная плоскость:

У:

У

Проверка:, верно.

Вертикальная плоскость:

У:

У

Проверка:, верно.

По полученным данным строим эпюры (рис. 3):

изгибных моментов: , ;

крутящих моментов: T;

Проверочный расчет вала №2

Горизонтальная плоскость:

У:

У

Проверка:, верно.

Вертикальная плоскость:

У:

У

Проверка:, верно.

По полученным данным строим эпюры (рис. 4):

изгибных моментов М_у, М,;

крутящих моментов Т.



4. Выбор и проверочный расчет подшипников качения

4.1 Предварительный выбор подшипников

Вал № 1:

Данный вал представляет собой вал-шестерню зубчатой цилиндрической передачи с прямым зубом. Т.к. по условию зубчатая передача является прямозубой, установим подшипники входного вала редуктора с применением одной фиксированной и одной «плавающей» опоры.

Исходя из приведенных условий и принятого диаметра конца вала принимаем (конструктивно) подшипники шариковые радиальные однорядные № 208 ГОСТ 8338-75:

Вал №2:

На данном валу между опорами устанавливается зубчатое цилиндрическое колесо, поэтому тип подшипников и схема фиксации вала аналогичны валу №1.

Принимаем (конструктивно) подшипники шариковые радиальные однорядные № 211 ГОСТ 8338-75:

4.2 Расчет подшипников по динамической грузоподъёмности

Расчет подшипников вала №1

Проведем проверочный расчет подшипников, принятых в п. 4.1: подшипники шариковые радиальные однорядные 208 ГОСТ 8338-75:

Определяем суммарные реакции в опорах:

В опорах А и В действуют одинаковые нагрузки, поэтому проведем расчет только для одной опоры.

Определим эквивалентную динамическую нагрузку в опоре:

Осевая составляющая радиальной нагрузки

Тогда ; , ([7], стр.354,табл.14.14);

- коэффициент безопасности,

([7],стр.356, табл. 14.18);

- температурный коэффициент,

, ([7],стр.356, табл.14.19);

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчет долговечности:

- для шариковых подшипников всех типов;

- частота вращения вала.

Расчет подшипников вала №2

Проведем проверочный расчет подшипников, принятых в п. 4.1: подшипники шариковые радиальные однорядные № 211 ГОСТ 8338-75:

Определяем суммарные реакции в опорах:

В опорах C и E действуют одинаковые нагрузки, поэтому проведем расчет только для одной опоры.

Определим эквивалентную динамическую нагрузку в опоре:

Осевая составляющая радиальной нагрузки

Тогда ; , ([7], стр.354,табл.14.14);

- коэффициент безопасности,

([7],стр.356, табл. 14.18);

- температурный коэффициент,

, ([7],стр.356, табл.14.19);

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчет долговечности:

,

- для шариковых подшипников всех типов;

- частота вращения вала.



5. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем форму корпуса редуктора - подшипниковые бобышки наружные, крышки подшипниковых узлов - накладные. Материал СЧ15 ГОСТ 1422-85;

Таблица 2. Основные размеры редуктора

Показатель	Расчетная формула	Принятое значение, мм
Толщина стенки корпуса редуктора		10
Диаметр фундаментных болтов		М20
Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой у подшипников		М16
Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой по периметру		М8
Диаметр болтов, крепящих смотровую крышку	([4], стр.184, табл. 13.1.2)	М6
Диаметр болтов, крепящих крышку подшипникового узла	([4], стр. 156, табл. 12.1.1)	М8...М10
Ширина фундаментных фланцев		60
Ширина фланцев корпуса и крышки (у подшипников)		52
Ширина фланцев корпуса и крышки (по периметру)		36
x=2 - ([4], табл. 12.2.2); к = f(d) - ([5], табл. 12.7.3)
Толщина фундаментных фланцев		24
Толщина фланцев корпуса		16
Толщина фланцев крышки		14
Размеры крышек подшипников	([4], табл. 12.1.1)
Размеры конических штифтов	([4], рис. 12.6.1 к,л)
Толщина ребер жесткости корпуса	т = (0,85...1) д	10

Список литературы

1. Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин: справ. Пособие/ А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.:Выш.шк., 1986. - 400с.:ил.

2. Дунаев П.Ф.,Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб, пособие для машиностр. спец. Вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. М.: Высш. шк, 1985. - 416с.,ил.

3. Иванов М.Н. Детали машин: учеб, для студентов втузов/ под ред. В.А. Филогенова. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. шк, 1998. - 383с.,ил;

4. Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: справочное учебно-методическое пособие - 3-е изд., исправ. - Москва: Выш. шк., 2005 - 312с.:ил.

5. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: учеб, пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001 - 290с.

6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.2;- 5- е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980.-559с., ил.

7. Детали машин в примерах и задачах: [учеб.пособие / С.Н. Ничипорчик, М.И. Коженцевский, В.Ф. Калачев и др.]; под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.:Выш.шк., 1981. - 432с.:ил.

8. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 1; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982. - 208с., ил.

9. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 2; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982. - 334с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...