Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора



Введение

электродвигатель привод зубчатый напряжение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики так, как основные производственные процессы выполняют машины, поэтому технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве и транспорте.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки, внедрение новых машин, повышение их надёжности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Темой курсового проекта является расчёт и проектирование горизонтального одноступенчатого цилиндрического редуктора с ременной передачей.

Основной целью курсового проектирования является закрепление знаний полученных на теоретических занятиях, формирование навыков практических расчётов, конструирования деталей и сборочных единиц механических приводов, формирование навыков использования справочной литературой, стандартами и другими нормативными документами.



1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода

Определяем требуемую мощность электродвигателя, кВт:

(1.1)

где - требуемая мощность на ведомом валу редуктора, кВт;

- общий КПД привода.

Определяем общий КПД привода:

(1.2)

где - КПД клиноременной передачи, принимаем (стр. 3, /1/);

- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, принимаем (стр. 3, /1/);

- КПД пары подшипников качения, принимаем

(стр. 3, /1/).

кВт.

Принимаем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором 4А132S24У номинальной мощностью (стр. 49, /1/) кВт, синхронная частота вращения об/мин, коэффициент скольжения %.

Определяем номинальную частоту вращения ротора электродвигателя, об/мин:

(1.3)

об/мин.

Определяем общее передаточное число привода:

(1.4)

.

Для цилиндрического редуктора примем стандартное значение передаточного числа (стр. 4, /1/) и определяем передаточное число ременной передачи:

(1.5)

.

Определяем частоту вращения , об/мин, и угловую скорость , рад/с, валов привода.

Ведущий вал привода:

об/мин

; (1.6)



рад/c.

Ведущий вал редуктора:

; (1.7)

об/мин;

; (1.8)

рад/c.

Ведомый вал редуктора:

; (1.9)

об/мин;

; (1.10)

рад/c.

Определяем мощность , кВт. и вращающие моменты , , на валах привода.

Определяем мощность и вращающие моменты .

Ведущий вал привода:

кВт.

; (1.11)

.

Ведущий вал редуктора:

; (1.12)

кВт;

; (1.13)

.

Ведомый вал редуктора:

; (1.14)

кВт;

; (1.15)



.

Результаты расчетов сводим в табл. 1.1.

Таблица 1.1 - Характеристики валов привода

Параметры Вал	, об/мин	, рад/с	Р, кВт	Т,
Ведущий привода	967	101,216	5,207	51,445
Ведущий редуктора	260	27,213	5,025	184,654
Ведомый редуктора	65	6,803	4,9	698,074

2. Выбор материала зубчатой пары и определение допускаемых напряжений

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твёрдость ; для колеса - сталь 45, термическая обработка улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже - .

Определяем допускаемые контактные напряжения, МПа:

, (2.1)

где и - допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, МПа, определяем по формуле:

, (2.2)

где - предел контактной выносливости, МПа (стр. 9, /1/);

- коэффициент безопасности, принимаем для колёс из улучшенной стали (стр. 9, /1/);

- коэффициент долговечности; принимаем при длительной эксплуатации (стр. 9, /1/).

Учитывая твёрдость материала, используемого для изготовления зубчатых колёс, по формуле 2.2 определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

По формуле 2.1 определяем допускаемые контактные напряжения:

МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба, МПа:

, (2.3)

где - предел выносливости при изгибе, МПа (стр. 10, /1/);

- коэффициент безопасности, определяем по формуле:

, (2.4)

- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колёс, принимаем (стр. 10, /1/);

- коэффициент учитывающий способ получения заготовок, принимаем для поковок и штамповок (стр. 10, /1/).

.

Допускаемые напряжения изгиба определяем отдельно для шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

3. Определение параметров передачи и геометрических размеров колёс

Определяем межосевое расстояние закрытой передачи из условия контактной прочности, мм:

, (3.1)

где - коэффициент межосевого расстояния, для косозубых передач (стр. 11, /1/);

- передаточное число редуктора;

- вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, (стр. 12, /1/);

- коэффициент ширины венца колеса, принимаем для косозубой передачи (стр. 11, /1/).

мм.

Округляем до ближайшего значения, используя ряд нормальных линейных размеров ГОСТ 2185-66 (стр. 12, /1/): мм.

Определяем нормальный модуль зацепления, мм:

(3.2)

мм.

По ГОСТ 9563-60 (стр. 13, /1/) принимаем мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев .

Определяем число зубьев шестерни:

, (3.3)

где - передаточное число редуктора;

.

Принимаем .

Определяем число зубьев колеса по формуле:

, (3.4)

где - передаточное число редуктора;

.

Уточняем угол наклона зубьев по формуле:



. (3.5)

.

Определяем делительный диаметр шестерни и колеса, мм:

, (3.6)

где - уточнённый угол наклона зубьев, град.

мм;

мм.

Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:

; (3.7)

мм.

Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса, мм:

; (3.8)

мм;

мм.

Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса, мм:

; (3.9)

мм;

мм.

Определяем ширину венца колеса, мм:

; (3.10)

мм.

Определяем ширину венца шестерни, мм:

; (3.11)

мм.

Принимаем мм.

4. Усилия в зацеплении передачи

В зацеплении косозубой передачи действуют усилия:

- окружная сила, Н;

- радиальная сила, Н;

, (4.1)



где - вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм;

- делительный диаметр колеса, мм.

Н.

; (4.2)

где - угол эвольвентного зацепления, ;

- уточнённый угол наклона зубьев, град.

Н.

Рис. 4.1. Схема сил в зацеплении

5. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем окружную скорость, м/с:

, (5.1)



где - угловая скорость ведомого вала редуктора, рад/с;

- делительный диаметр колеса, мм.

м/с.

Определяем степень точности (стр. 17, /1/). При окружной скорости м/с (для шевроных цилиндрических передач) принимаем 8 степень точности.

Определяем отношение

.

Определяем расчётные контактные напряжения, МПа:

, (5.2)

где - межосевое расстояние, мм;

- вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм;

- коэффициент нагрузки;

- передаточное число редуктора;

- ширина венца зубчатого колеса, мм.

Определяем коэффициент нагрузки:

, (5.3)

где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, (стр. 18, /1/);

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, (стр. 18, /1/);

- динамический коэффициент, (стр. 19, /1/).

.

МПаМПа.

Определяем отклонение значения расчётного контактного напряжения от допускаемого по формуле:

. (5.4)

Если получится отрицательное значение, то имеет место недогрузка, а если положительное - перегрузка. Допускается недогрузка передачи до 10% и перегрузка - до 5% (стр. 65, /3/).

.

Отклонение допустимо.

6. Проектировочный расчет валов редуктора

Определяем диаметры выходных концов валов редуктора, мм, по формуле:

, (6.1)

где - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, ;

- допускаемое напряжение при кручении, принимаем МПа (стр. 22, /1/).

Ведущий вал редуктора:

мм.

Принимаем стандартное значение мм.

Определяем диаметр вала под подшипник, мм:

, (6.2)

где - высота буртика, для вала диаметром 20 мм принимаем мм (стр. 23, /1/).

мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Рис. 6.1. Схема ведущего вала редуктора

Ведомый вал редуктора:

мм.



Принимаем стандартное значение мм.

Определяем диаметр вала под подшипник, мм:

, (6.3)

где - высота буртика, для вала диаметром 52 мм принимаем мм (стр. 23, /1/)мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник мм.

Определяем диаметр вала под зубчатым колесом, мм:

, (6.4)

где - координаты фаски подшипника, для вала диаметром 60 мм принимаем мм (стр. 23, /1/).

мм.

Принимаем диаметр вала под зубчатым колесом мм.

Остальные диаметры валов примем при окончательной конструктивной разработке.

Определяем длину выходных концов валов редуктора, мм:

; (6.5)

мм;

мм.



Рис. 6.2. Схема ведомого вала редуктора

7. Конструктивные размеры зубчатой пары

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры определены выше:

мм; мм; мм; мм.

Колесо зубчатое кованное:

мм; мм; мм; мм; мм.

Шевронные зубчатые колёса будем изготавливать с дорожкой в середине колеса для выхода режущего инструмента.

Определяем ширину дорожки, мм:

; (7.1)

где - нормальный модуль зацепления, мм.

мм.

Принимаем ширину дорожки мм.

Определяем диаметр ступицы, мм:

; (7.1)

мм.

Принимаем диаметр ступицы мм.

Определяем длину ступицы, мм:

; (7.2)

мм.

Принимаем длину ступицы равную сумме ширины дорожки и ширины венца зубчатого колеса мм.

Определяем толщину обода, мм:

; (7.3)

где - нормальный модуль зацепления, мм.

мм.

Принимаем толщину обода мм (стр. 26, /1/).

Определяем толщину диска, мм:

, (7.4)

где - ширина венца зубчатого колеса, мм.

мм.

Принимаем толщину диска мм.

Определяем внутренний диаметр обода колеса, мм:

. (7.5)

мм.

Принимаем внутренний диаметр обода колеса мм.

Определяем диаметр центровой окружности, мм:

. (7.6)

мм.

Принимаем диаметр центровой окружности мм

Определяем диаметр отверстий, мм:

; (7.7)

мм.

Принимаем диаметр отверстий мм.

Определяем размер фасок на торцах зубьев, мм:

; (7.8)

мм.

Принимаем мм.

8. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Определяем толщину стенок корпуса и крышки редуктора, мм:

; (8.1)

; (8.2)

мм;

мм.

Принимаем для литого корпуса мм (стр. 27, /1/).

Определяем толщину фланцев верхнего пояса корпуса и пояса крышки редуктора, мм:

; (8.3)

; (8.4)

мм.

Определяем толщину фланца нижнего пояса корпуса, мм:

; (8.5)

мм.

Принимаем толщину фланцев нижнего пояса корпус мм.

Определяем диаметр фундаментальных болтов, мм:

; (8.6)

мм.

Принимаем болты с резьбой М162,0; мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом у подшипников, мм:

; (8.7)

мм.

Принимаем болты с резьбой М121,75; мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом, мм:

; (8.8)

мм.

Принимаем болты с резьбой М101,5; мм.

Определяем размеры, определяющие положения болтов у подшипников, мм:

; (8.9)

мм.

Принимаем мм.

9. Подбор подшипников и проверка их долговечности

Для ведущего вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 108.

Для ведомого вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 112.

Характеристики подшипников заносим в таблицу 9.1.

Таблица 9.1 - Характеристики предварительно выбранных подшипников

Вал редуктора	Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм	C	Co
Ведущий	108	40	68	15	16,8	9,3
Ведомый	113	65	100	18	30,7	19,6

Ведомый вал.

Усилие в зацеплении: Н; Н

Помимо усилий в зацеплении на ведомый вал редуктора действует сила от соединительной муфты.

Определяем усилие от муфты по эмпирической зависимости, Н:

, (9.1)

где - вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм.

Н.

Из эскизной компоновки: мм.

Определяем расстояние от точки действия силы от муфты до середины ближайшей опоры, мм:

l_м=0,7d_в2+50. (9.2)

l_м=0,760+50=90 мм.

Принимаем l_м=90 мм.

Частота вращения вала: об/мин.

Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, Н.

В плоскости yz.

Рис. 9.2. Расчётная схема ведомого вала редуктора



; ;

Н.

; .

Н.

Проверяем правильность решения:

;

.

Реакции определены правильно.

В плоскости xz.

С учётом симметричного расположения зубчатого колеса относительно опор:

Н.

Определяем суммарные радиальные реакции, используем формулу 9.3:

Н.

Н.



Подшипники будем подбирать по более нагруженной опоре 3.

Определяем эквивалентную нагрузку. Н:

, (9.4)

где - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника (стр. 38, /1/);

- суммарная радиальная нагрузка опоры 3, Н;

- коэффициент безопасности, (стр. 39, /1/);

- температурный коэффициент, (стр. 39, /1/).

Н.

Определяем долговечность предварительно выбранных подшипников в часах, по формуле 9.5:

, (9.5)

где - частота вращения ведущего вала редуктора, об/мин

- динамическая грузоподъёмность предварительно принятых для ведущего вала редуктора подшипников, кН;

- эквивалентная нагрузка наиболее нагруженной опоры, Н;

- показатель степени, для шарикоподшипников (стр. 39, /1/).

ч.

Долговечность подшипников 113 значительно превышает необходимое значение для цилиндрических редукторов (10000…36000 ч). Это связано с тем, что диаметр вала под подшипники выбирали конструктивно ориентируясь на диаметр выходного конца, определённого по заниженным допускаемым напряжениям.

Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные однорядные подшипники особо лёгкой серии 113.С превышением колличества часов, так как не провозим за счет гибкой передачи.

Характеристики окончательно принятых подшипников водим в таблицу 9.2.

Таблица 9.2 - Характеристики окончательно выбранных подшипников

Вал редуктора	Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм	C	Co
Ведущий	108	40	68	15	16,8	9,3
Ведомый	113	65	100	18	30,7	19,6

10. Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений

Для крепления на валах редуктора муфты, зубчатого колеса и шкива ременной передачи принимаем призматические шпонки со скругленными концами по ГОСТ 23360 - 78.

Размеры шпонок и шпоночных пазов принимаем по диаметру вала и длине ступицы.

Шпоночное соединение проверяем на смятие:

, (10.1)

где - вращающий момент на валу, Нм;

- диаметр вала, мм;

- ширина шпонки, мм;

- высота шпонки, мм;

- длина шпонки, мм;

- глубина паза на валу, мм.

Ведущий вал редуктора: Нм; мм; мм.

Принимаем допускаемые напряжения смятие при стальной ступице шкива МПа.

Шпонка () по ГОСТ 23360 - 78; мм (стр. 43, /1/).

МПаМПа.

Ведомый вал редуктора: Нм; мм; мм; мм; мм.

Из технологических соображений для разных ступеней ведомого вала редуктора принимаем шпонки одинаковых размеров, размеры поперечного сечения назначаем исходя из меньшего диаметра.

Принимаем допускаемые напряжения смятие при стальной ступице колеса и полумуфты МПа.

Шпонка () по ГОСТ 23360 - 78; мм (стр. 43, /1/).

Проверяем шпоночное соединение под шкивом ременой передачи.

МПаМПа.



Проверяем шпоночное соединение под зубчатым колесом.

МПаМПа.

Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шпонку ГОСТ 23360 - 78.

Окончательно принимаем для ведомого вала редуктора шпонку ГОСТ 23360 - 78.

11. Смазка зацепления и подшипников редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны определяем из расчёта 0,5 л масла на 1кВт предаваемой мощности:

, (11.1)

где - требуемая мощность электродвигателя, кВт.

л.

Принимаем л.

Определяем необходимую вязкость масла с учётом контактных напряжений МПа и окружной скорости м/с. Вязкость масла должна составлять м²/с (стр. 44, /1/).

Принимаем масло индустриальное И - 40А ГОСТ 20799 - 75 (стр. 44, /1/).

Подшипники смазываются маслом, разбрызгиваемым зубчатыми колёсами. Полость подшипника закрыта снаружи врезной крышкой, в крышках с отверстием установлены резиновые армированные манжеты.



Литература

1. Жавнерик Т.А. Проектирование цилиндрических одноступенчатых редукторов. Методические рекомендации/ Т.А. Жавнерик, Д.М. Камышкало. - Жировичи 2012. - 151 с.

2. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - Москва: Машиностроение, 1987. - 416 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ А.Е. Шейнблит, - Калининград: Янтарный сказ, 2006 - 456 с.

Размещено на Allbest.ru

...