Проектирование двухступенчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Конструирование и расчёт редуктора

1.1 Выбор привода для двигателя

1.2 Выбор передаточного числа

1.3 Разбивка передаточного числа по ступеням

1.4 Определение угловых скоростей вращения валов

1.5 Определение крутящих моментов, передаваемых валами

1.6 Расчёт ступеней передаточного механизма на контактную прочность

1.7 Расчёт тихоходной ступени

1.8 Расчет быстроходной ступени

1.9 Предварительный расчет валов и выбор подшипников

1.10 Подбор и проверочный расчет шпонок

1.11 Смазка и уплотнение подшипников

Заключение

Список использованной литературы



Введение

Тема работы: проектирование двухступенчатого редуктора, включая выбор электродвигателя, расчёт геометрических размеров, расчёт валов, выбор подшипников.

Целью работы является закрепление теоретических знаний, полученных в ходе изучения материала и приобретения навыков создания современных технических систем.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространённой тематикой курсового проектирования. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи: зубчатые колёса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания закреплений и подшипников. Например, в корпус редуктора может быть помещён шестерённый масляный насос или устройство для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые, и т. д.); типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические); относительному распределению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинетической схемы (развёрнутая, соосная, с соразмерной ступенью).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах, обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развёрнутой схеме.

Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колёс на валах, повышается концентрация нагрузки по длине зува, поэтому в этих редукторах следует принимать жёсткие валы.

Соосная система позволяет получить меньшие габариты по длине - это её основное преимущество. В соосных редукторах быстроходная ступень зачастую не загружена, т.к. сила, возникающая в зациклении колёс тихоходной системы, значительно больше, чем быстроходной, а межосевые расстояния ступеней - одинаковые.

Указанные обстоятельства являются одним из основных недостатков соосных редукторов. Кроме того, к их недостаткам относят также:

а) большие габариты в направление геометрических осей валов, по сравнению с редукторами, выполненными по развёрнутой схеме;

б) затруднительность смазывания подшипников, расположенных в средней части корпуса;

в) большое расстояние между опорами промежуточного вала, поэтому требуется увеличить его диаметр для обеспечения достаточных прочности и жёсткости;

Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаем, когда нет необходимости иметь два выходных вала.

Совпадение геометрических осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода. В отношении типа зубьев и подшипников двухступенчатых редукторов справедливо сказанное относительно одноступенчатых цилиндрических редукторов: часто быстроходную ступень выполняют косозубой, а тихоходную - прямозубой.

1. Конструирование и расчёт редуктора

1.1 Выбор привода для двигателя

Рвых=11,2 кВт

щПБ=6,4 с-1

Выполнение проекта следует начать с выбора двигателя по каталогу, для чего надо определить требуемую для привода мощность. Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных, заданной мощности на выходном валу Рвых, т.е. мощности необходимой для осуществления движений выходного вала и компенсации потерь в приводе. Требуемая мощность электродвигателя Ртр равна:

Ртр= Рвых/з

Примем: КПД пары зубчатых колёс з1=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения з2=0,99; коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана з3=0,99.

Общий КПД привода:

з=з1 з2 з3=0,982*0,993*0,99=0,92

Для моего варианта требуемая мощность электродвигателя равна:

Ртр=11,2/0,92=12,17 кВт

По найденному значению требуемой мощности Ртр выбираем ближайший по мощности асинхронный электродвигатель трёхфазного тока. Так, для Ртр =12,17 кВт выбираем электродвигатель АОП 2-62-6, с номинальной мощностью Рдв=13 кВт и номинальным числом оборотов nдв=970 об/мин.

1.2 Выбор передаточного числа

Для выбора типа передаточного механизма (редуктора), следует определить общее передаточное число:

Uобщ=щдв/щПб,

где щдв=рnдв/30 - угловая скорость вращения вала двигателя;

щПб - угловая скорость вращения приводного барабана;

nдв - номинальное число оборотов двигателя в минуту.

Исходя из выше произведённых расчётов получаем:

щдв=р 970/30=101,5 рад/с

Uобщ=щдв/щПб=101,5/6,4=15,86

В курсовой работе в качестве передаточных механизмов рассчитываются двухступенчатые редукторы. С точки зрения уменьшения габаритов и массы следует стремится к минимальным значениям их передаточных чисел ( Uобщ).

Uобщ=35ч40

Схема двухступенчатого цилиндрического редуктора

1 - входной (ведущий) вал;

2 - промежуточный вал;

3 - выходной (ведомый) вал;

4 - быстроходная ступень редуктора;

5 - тихоходная ступень редуктора.

В расчёте двухступенчатых цилиндрических редукторов быстроходная ступень считается косозубой, а тихоходная - прямозубой.

1.3 Разбивка передаточного числа по ступеням

Цель данного этапа работы - нахождение оптимальных параметров редуктора (передаточного числа быстроходной ступени редуктора - Uб и передаточного числа тихоходной ступени редуктора - Uт). Критерий оптимальности минимальное значение объёма редуктора V.

Следует задать значение Uб и Uт таким образом, чтобы их произведение было равно Uред:

Uред=Uб*Uт

Так как передаточное число быстроходной ступени Uб находится в диапазоне 2:7 и Uб*Uт=18, устанавливаем Uб=3. Передаточное число тихоходной ступени Uт также находится в диапазоне 2:7, устанавливаем Uт=6. Тогда

Uред=Uб*Uт=3*6=18.

1.4 Определение угловых скоростей вращения валов

При отсутствии цепной передачи угловую скорость вращения быстроходного вала принимают равной угловой скорости вращения вала двигателя:

щб=щдв=рnдв/30=3,14*970/30=101,5 рад/с.



Угловую скорость вращения быстроходного вала редуктора (с учётом наличия цепной передачи в редукторе) считают по формуле:

щб=щдв*Uц

Угловая скорость вращения промежуточного вала редуктора:

щпр=щб/Uб=101,5/3=33,83 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:

щт=щпр/Uт=33,83/6=5,64 рад/с.

1.5 Определение крутящих моментов, передаваемых валами

Вращающие моменты на валах определяются исходя из требуемой мощности электродвигателя:

М1=Р1/щб=Ртр/щб=12,17*103/101,5=119,9Нмм

М2=М1*Uб=119,9*3=359,7 Нмм

М3=М2*Uт=359,7*6=2158,2 Нмм

1.6 Расчёт ступеней передаточного механизма на контактную прочность

Так как в задании нет особых требований в относительности габаритов передачи, то выберем материалы со средними механическими характеристиками. Принимаем для шестерён сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ230, для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ200.

Допускаемые контактные напряжения рассчитываются по формуле при проектном расчёте:

[у]Н=уН lim b/[n]H=2*200+70/1,15=408 Н/мм2

Где предел контактной выносливости при базовом числе циклов для улучшенной стали принимают равным уН lim b=2НВ+7о, а коэффициент запаса прочности при длительной эксплуатации редуктора - [n]H=1,15.

Коэффициент КНв, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выбирается по таблице 1.

Примем для нашего случая несимметричного расположения колёс относительно опор на схеме редуктора КНв=1,15.

Таблица 1 Оринтеровачные значения коэффициента КНв для зубчатых передач редукторов, работающих при переменной нагрузке

Расположение зубчатых колёс	Твёрдость поверхностей зубьев
	? НВ350	> НВ350
Симметричное Несимметричное Консольное	1,0 - 1,15 1,10 - 1,25 1,20 - 1,35	1,05 - 1,25 1,15 - 1,35 1,25 - 1,45

1.7 Расчёт тихоходной ступени

Обычно начинают расчет с тихоходной ступени, как с более нагруженной.

Межосевое расстояния из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев для прямозубых передач:

ащт=(Uт+1) 3v(310/[у]H)2 M3 КНв /U2тшВат=(6+1) 3v(310/408)2 2158,2*1,15/62*0,4=324,4мм

Рассчитанное межосевое расстояние принимаем по стандарту из ближайшего меньшего значения по СТ СЭВ 229-75 (в мм):

Ряд 1: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000.

Ряд 2: 71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450; 560; 710; 900.

(в стандарте указаны значения до 2500 мм).

Для моего варианта принимаю ащт=315 мм.

Рассчитываем нормальный модуль mnT=(0,01ч0,02)*315=3,15ч6,3 мм

По СТ СЭВ 310-76 выбираем нормальный модуль из имеемого ряда:

Ряд 1: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

Ряд 2: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18.

(в стандарте регламентированы модули от 0,5 до 100 мм)

Для моего варианта принимаю mnT=5 мм.

Число зубьев шестерни и колеса для прямозубых передач рассчитывается по формулам:

Z3=2aщT/(Um+1)mnT=2*324/(6+1)*5=18,5

Принимаем Z3=18.

Z4=Z3*Uт=18,5*6=111,1.

Основные размеры шестерни и колеса:

Для прямозубых передач диаметр делительной окружности шестерни вычисляется по формуле:

d3=Z3*mnT=5*18,5=92,5

Диаметр делительной окружности колеса:



d4=Z4*mnT=111,1*5=555,5

Диаметр вершин зубьев:

da3=d3+2mnT=92,5+10=102,5 мм

da4=d4+2mnT=555,5+10=565,5 мм

Диаметры впадин:

d?3= mnT(Z3-2,5)=5*(18,5-2,5)=80 мм

d?4= mnT(Z4-2,5)=5*(111,1-2,5)=543мм

Уточняем межосевое расстояние:

ащ=mnT(Z3+Z4)/2=5(18,5+111,1)/2=324 мм

Определяем ширину колеса:

в4=шват*ащт=0,4*324=129,6 мм

Определяем ширину шестерни:

в3=в4+(5:10)=129,6+8=137,6 мм

Результаты расчетов сводим в таблицу 2:



Таблица 2 Геометрические параметры тихоходной ступени цилиндрического редуктора

Параметры, обозначение	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние (уточнение) ащ,мм	315
Нормальный модуль mnT	5
Число зубьев шестерни Z3 и колеса Z4, мм	18,5	111,1
Диаметр делительной окружности шестерни d3 и колеса d4, мм	92,5	555,5
Диаметр вершин зубьев шестерни da3 и колеса da4, мм	102,5	565,5
Диаметры впадин зубьев шестерни d?3 и колеса d?4, мм	80	543
Ширина колеса в3 и шестерни в4, мм	137,6	129,6

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ШbdT=b3/d3=137,6/92,5=1,49

Окружная скорость колёс тихоходной ступени:

v=щпр*d3/2=33,83*92,5/2*103=1,56 м/с

Коэффициент нагрузки для проверки напряжений:

КН=КНвКНбКНv

При ШbdT=1,49, несимметричном расположении колёс относительно опоры и твёрдости <HB350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КНв?1,15.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колёс КНб=1,0

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс при v?5/сКНv=1,05.

Следовательно, коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений равен:

КН=КНвКНбКНv=1,15*1,0*1,05=1,2

Проверка контактных напряжений:

уH =270/ащvM3 КНv(Uт+1)3/b4U2m= 386 Н/мм2<[уH]

Окружная сила, действующая в зацеплении тихоходной ступени:

Рт =2М2 / d3 =2*359,7*103/92,5=7777,3Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по ГОСТ 21354-75 для прямозубых передач выполняют по формуле:

уF = РтKFYfKFб / bmnT?[у]F.

Коэффициент нагрузки

KF=KНвKFн=1,15*1,0=1,15

При скорости н = 1,56 м/с, КFн = 1,0.

Значение коэффициента YF даны в ГОСТ 21354-75 в виде графиков с учетом коэффициента смещения. Для зубчатых колес, выполненных без смещения, YF имеет следующие значения:

Z	17	20	25	30	40	50	60	80	100 и более
YF	4,28	4,09	3,90	3,80	3,70	3,66	3,62	3,61	3,61

Коэффициент КFб учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При учебном проектировании принимают КFб = 0,75.

Проверяем зуб колеса на выносливость по напряжениям изгиба:

уF3 > [у]F или уF3 = [у]F необходимо путем соответствующего изменения числа зубьев и модуля при том же межосевом расстоянии добиться определенного изменения напряжения изгиба.

1.8 Расчет быстроходной ступени

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [у]Н = 408 Н / мм2.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для прямозубых передач:

ащБ = (Uб + 1) 3v((270 / [у]Н)2*М2КНв / UБ2шват) = (3+1)* 3v((270/408)2*359,7*103*1,15/32*1,49) = 217,5 мм

Рассчитанное межосевое расстояние принимаем по стандарту из ближайшего меньшего значения по СТ СЭВ 229-75 (в мм):

Ряд 1: 40;50;63;80;100;125;160;200;250;315;400;500;630;800;1000.

Ряд 2: 71;90;112;140;180;224;280;355;450;560;710;900.

( в стандарте указаны значения до 2500 мм).

ащБ = 224 мм

Рассчитываем нормальный модуль: mnБ = (0,01ч0,02)*ащБ=2,0ч4мм

Для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи нормальный модуль принимают несколько меньше, чем в тихоходной.

По СТ СЭВ 310-76 выбираем нормальный модуль из имеемого ряда:

Ряд 1: 1;1,5;2;2,5;3;4;5;6;8;10;12;16;20.

Ряд 2: 1,25;1,375;1,75;2,25;2,75;3,5;4,5;5,5;7;9;11;14;18.

(в стандарте регламентированы модули от 0,5 до 100 мм).

Для моего варианта принимаю нормальный модуль mnБ = 2,75 мм.

В расчёте редуктора быстроходная ступень считается косозубой. Предварительно принимаем угол наклона зубьев в=10о и определяем число зубьев шестерни и колеса:

Z1=2*ащБ*cosв/(uБ+1)* mnБ=2*224*0,98/(3+1)*2,75=39,91

Принимаем Z1=39.

Тогда Z1= Z1* uБ=39*3=117

Уточняем значение угла в:

CosвБ=(Z1+Z2)*mnБ/2*бmБ=(39+117)*2,75/2*224=0,95

вТ=10о5'10”

Основные размеры шестерни и колеса:

Для косозубых передач диаметры делительные:

d1=mnБ*Z1/cosвБ=2,75*39/0,95=95 мм

d2=mnБ*Z2/cosвБ=2,75*117/0,95=258 мм

Диаметр вершин зубьев:

da1 = d1 +2*mтБ = 95+2*2,75=100,5мм

da2 = d2 + 2*mпБ = 258+2*2,75=263,5мм

Диаметр впадин:

dѓ1=mnБ (z1 - 2,5) = 2,75*(39 -2,5)=100,375 мм



dѓ2 = mnb(z2-2,5) =2,75*(117-2,5)=314,875 мм

Определяем ширину колеса:

в2 = ШваБ ащБ =1,49*224=333,76мм

Определяем ширину шестерни:

в1 = в2 + (5 ч 10) =333,76+10=343,76мм

Результаты расчетов сводим в таблицу.

Таблица 3 Геометрические параметры быстроходной ступени цилиндрического редуктора

Параметры, обозначение	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние (уточнение) ащ,мм	315
Нормальный модуль mnБ	2,75
Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2, мм	39	117
Диаметр делительной окружности шестерни d1 и колеса d2, мм	95	258
Диаметр вершин зубьев шестерни da1 и колеса da2, мм	100,5	263,5
Диаметры впадин зубьев шестерни d?1 и колеса d?2, мм	100,375	314,875
Ширина колеса в1 и шестерни в2, мм	343,76	333,76

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ШbdT=b1/d1=343,76/100,5=3,4

Окружная скорость колёс тихоходной ступени:

v=щпр*d1/2=33,83*100,5/2*103=1,69 м/с



Коэффициент нагрузки для проверки напряжений:

КН=КНвКНбКНv

При ШbdT=3,4 несимметричном расположении колёс относительно опоры и твёрдости <HB350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КНв?1,45.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колёс КНб=1,3

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс при v?5/сКНv=1,15.

Следовательно, коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений Кн = КнвКнбКнн = 1,45*1,15*1,3 = 2,08.

Проверка контактных напряжений:

ун = 270 / ащ v М2КН v(Uб + 1 )3/b2 U2б =406 Н/мм2<[у]н,

что типично для 1 ступени двухступенчатых редукторов.

В цилиндрической косозубой передаче окружная сила в зацеплении одной пары зубьев: двигатель передаточный вал подшипник

РБ = 2М1 / d1 = 2 * 119,9*103 / 95 =2524,2Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по ГОСТ 21354-75 для косозубых передач выполняют по формуле:

уF = РБ KF YF KFб / bmnБ?[у]F.

Коэффициент нагрузки КF= КFв КFн=1,14 *1,15=1,31;

где KFв= 1,14. При скорости н = 1,69 м/с ,KFн =1,15

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям YF определяется в зависимости от эквивалентных чисел зубьев

zy1 = z1/ cos3вБ = 39/0,953 = 45,49 YF1 = 3,80

zy2 = z2/ cos3вБ = 117/0,953 = 136,46 YF2 = 3,61

где вБ = 10о5'10”- угол наклона линии зуба.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

[у]F = у°F lim b / [n]F

Для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба:

у°F lim b = 1,8НВ;

Для шестерни, изготовленной из улучшенной стали 45 с твердостью НВ230:

у°F lim b = 1,8*230 = 415 Н/мм2;

Для колеса, изготовленной из улучшенной стали 45 с твердостью НВ200

у°F lim b = 1,8 *200 = 360Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности [n]F = [n]'F [n]"F , где учет нестабильности свойств материала [n]'F = 1,75 и для поковок и штамповок [n]"F = 1.

Таким образом [n]F=l,75.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни [у]F1 = 415 /1,75 = 237 Н/мм2

Для колеса [у]F2 = 360 /1,75 = 206Н/мм2.

Отношения [у]F / YF:

Для шестерни 237 / 3,80 =62,3 Н/мм2

Для колеса 206/3,61 =57,1 Н/мм2

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к. [у]F2/YF2<[у]F1/YF1

Повышение прочности косых зубьев учитываем коэффициентом

Yв= 1- в / 140= 1-11,5/140 = 0,92

Коэффициент KFб учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьев. При учебном проектировании принимают KFa = 0,75.

Проверяем зуб колеса на выносливость по напряжениям изгиба:

уF2= 2568*1,48*3,61*0,92*0,75/55*2,8 = 73,6 Н/мм2 <[у] F2

При уF > [у]F или уF = [у]F необходимо путем соответствующего изменения числа зубьев и модуля при том же межосевом расстоянии добиться определенного изменения напряжения изгиба, не нарушая условия контактной прочности.

1.9 Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Под действием нагрузок в зацеплении валы передач испытывают сложную деформацию: изгиб и кручение, а также растяжение - сжатие. При проектировании валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебание. Основным для валов редукторов является расчет на прочность.

Двухопорные валы передач рассчитывают, как балки на шарнирных опорах.

При расчете выбирают материал и определяют основные размеры вала.

Проектирование вала начинают с ориентировочного определения минимального диаметра вала из условия прочности на кручение:

d ?3vМк/ 0,2 [ф]к;

где Мк-крутящий момент Н* мм;

[ф]к - заниженные допускаемые касательные напряжения при кручении для валов из сталей 40,45,Ст6 [ф]к = (15ч25) Н/мм2.

Полученное значение округляют по ГОСТ 6636-69 до ближайшего значения из стандартного ряда: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45;48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85;90;95;100; 120; 125; 130;140; 150; 160.

Примечание: в случае необходимости допускаются размеры: в интервале от 12 до 26 мм - кратные 0,5; в интервале от 26 до 30 - целые числа; в интервале от 50 до 120 - размер 115 и размеры, оканчивающиеся на 2 и 8; в интервале от 120 до 160 - кратные 5.

Для входного и выходного валов это будут диаметры их выходных концов, для промежуточного - диаметр опасного сечения вала (под колесом или под шестерней).

При конструировании следует учесть, что для удобства монтажа узла вала или замены подшипников валы обычно выполняют ступенчатыми. При этом последующий (в сторону увеличения) диаметр можно принимать на 5 - 10 % больше предыдущего. Диаметр цапфы вала, округляется до ближайшего значения диаметра внутреннего кольца подшипника.

На участках вала, предназначенных для неподвижных посадок деталей, указывают отклонения размеров вала типа s6, u7, r6 и n6 со скосами для облегчения монтажа. Размеры скосов и фасок, мм.

Таблица 4 Размеры скосов и фасок для конструкций ступенчатых валов

Параметры вала
d вала, мм	15-30	30-45	45-70	70-100	100-150
с, мм	1,5	2,5	2,5	3	4
а, мм	2	3	5	5	8
б,°	30	30	30	30	10

Для плотного прилегания торцов деталей к буртикам вала в месте 3 перхода делают галтели радиусом r.

Таблица 5 Соотношение размеров галтелей для конструкций ступенчатых валов

Параметры
d1 вала, мм	15-30	30-45	45-70	70-100	100-150
r, мм	1	1	1,5	2	2,5

В местах перехода от d к D, если детали здесь не устанавливают, предусматривают галтели с радиусом закругления R=0,4(D-d).

В качестве опор вращающихся валов редукторов чаще всего используются радиальные шариковые, радиально-упорные шариковые и роликовые подшипники.

В курсовой работе можно ограничиться выбором типоразмеров подшипников в соответствии с размерами цапф валов.

При выборе подшипников на валы редуктора предпочтение следует отдавать шарикоподшипникам легкой или средней серии. При действии значительных осевых сил (в случае конической червячной передачи) можно остановить свой выбор на конических роликоподшипниках легкой или средней серии.

По проведенным выше расчетам, крутящие моменты в поперечных сечениях валов равны:

М1 = 122*103 Н мм;

М2 = 366*103 Н мм;

М3 = 2196*103 Н мм;

Диаметр выходного конца ведущего вала при [ф]к = 20Н/мм2

db1 = 3v 122*103/0,2*20 = 31, 2 мм; примем db1=32 мм;

Диаметры шеек под подшипниками:

dk1=(5ч10% d n1)+ d n1=36,7ч38,5 мм; принимаем dk1=37 мм.

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней z3) по пониженным допускаемым напряжениям [ф]к = 15Н/мм2

db2 = 3v 366*103/0,2*15 = 49,6 мм.

Принимаем диаметр под шестерней dk3 =55 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом dk2 = 50.

Под подшипниками аn2=50 мм; выбираем ГОСТ 8338-75 радиальные однорядные шарикоподшипники 210 с d=50 мм; D=90 мм; В=20 мм, легкой серии.

Ведомый вал рассчитываем при [ф]к=25Н/мм2.

Диаметр выходного конца вала



db3=3v2196*103/0,2*[ф]к=3v2196*103/0,2*25=75 мм;

Принимаем dk3 = 75 мм.

Диаметры под подшипниками dn3= 75 мм; > выбираем по ГОСТ 8338-75 радиальные однорядные шарикоподшипники 215 c d =75 мм; D = 130 мм; B= 25 мм, легкой серии.

Диаметр под колесом dk4= 80 мм.

Конструктивные размеры шестерни и колеса. Быстроходная ступень

Шестерня: Колесо:

da1=100,5 мм da2=263,5 мм

b1=343,76 мм b2=333,76 мм

dk1=37 мм dk2=50 мм

df1=71мм df2= 306 мм

Для зубчатых колес определяются следующие геометрические параметры:

dст= 1,6 dk - диаметр ступицы стальных колес;

Lст= (1,2…1,5) dk - длина ступицы, (Lст?b);

В массовом производстве цилиндрические колеса при нарезании зубьев обрабатывают «Пакетами» по 2 и более. При этом ступица не должна выступать за торец венца, т. е. Lст?b.

q = (2, 4…4)mnБ - толщина обода, но q?8 мм

qст= (0,25…0,3)dk - для кованных и штампованных колес;

qст =(0,35…0,45)dk - для литых колес;

C- толщина диска:

- колеса кованые C=0,3 b;

- колеса штампованные C=(0,2…0,3)b;

- колеса литые C=0,2 b;

n=0,5mnБ - фаски венца на диаметре вершин;

Dотв=0,5 (da-4,5mn-2q+dcn) - диаметр расположения отверстий;

Dотв= (0,35…0,4)(da- 4,5mn-2q+dcn) - диаметр отверстий (в шестернях малых размеров отверстий не делают);

Dотв, dотв - округляют до целых чисел.

R= 5 мм.

Зубчатые цилиндрические стальные колеса малых диаметров (da?200 мм) выполняют обычно коваными; при диаметрах до 200< da ? 500 мм - коваными или штампованными; при диаметрах da> 500 мм - литыми.

Зубчатые колеса состоят из обода, несущего зубья; ступицы, насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со ступицей.

Шестерни конструируют в двух исполнениях: отдельно от вала (насадная шестерня) и за одно целое с валом в случае, если da< 2dвал.

В нашем примере для быстроходной ступени цилиндрическую шестерню изготавливаем штампованной и со ступицей из-за сравнительно больших размеров шестерни по отношению к диаметру вала da< 2dвал.

Диаметр и длина ступицы шестерни быстроходной ступени:

dct1=1,6 dk1=1,6*37=59 мм

Lct=(1,2ч1,5)dk1=(1,2ч1,5)*37=44ч55 мм

Принимаем Lст1=50 мм;

Толщина обода

q1=(2,5ч4)mnБ=(2,5ч4)*2,75=7ч11,2 мм.

Принимаем q1= 10 мм. Так как шестерня малых размеров dc1t< 200 мм, то шестерню выполняем кованой и

qст1=(0,25…0,3)da1= 0,28*85=23,8=24.



Фаски венца на диаметре вершин

n=0,5mnБ=0,5*2,75=1,4 мм.

Отверстия на ней не делаем.

Толщина диска для кованой шестерни

C1=0,3 b1=0,3*96=28,8мм.

Диаметр и длина ступицы зубчатого колеса быстроходной ступени.

dст2=1,6 dk2=1,6*50=80 мм.

Lст2=(1,2ч1,5) dk2=(1,2ч1,5)*50=60ч75 мм

Принимаем Lст2=70 мм;

Толщина обода

q2=(2,5ч4)mnБ=(2,5ч4)*2,75=7ч11,2 мм.

Принимаем q2= 10 мм. Так как диаметр зубчатого колеса быстроходной ступени 200<da2?500, то выполняем его кованным и

qст2= (0,25…0,3) dа2=0,28*325=91 мм.

Фаски венца на диаметре вершин такие же, как на шестерне, т.е.

n = 0,5mnБ = 0,5*2,75 = 1,4 мм.

Диаметр расположения отверстий:



Dотв2=0,5(dа2 - 4,5mnБ - 2q2 + dст2) = 0,5(263,75-4,5*2,75 - 2*10 + 80) = 155,69 мм.

Диаметр отверстий:

dотв2 = (0,35…0,4)( dа2 - 4,5mnБ - 2q2 + dсn2) == 0,38(263,5 - 4,5*2,75 - 2*10 +80 )= =118мм.

Толщина диска кованого зубчатого колеса

С2 = 0,3 b2 = 0,3*333,76 = 10 мм.

Тихоходная ступень

Шестерня: Колесо:

d3 = 90мм d4 = 540 мм

da3 = 100 мм da4 = 550 мм

b3 = 134 мм b4 = 126 мм

dk3 = 75 мм dk4 = 75 мм

df3 = 77,5 мм df24 = 527,5 мм

Шестерню тихоходной ступени изготавливаем штампованной без ступицы, т.к. ее размеры сравнимы с размерами вала d3 = 2dвала.

Диаметр ступицы зубчатого колеса:

dст4 = 1,6 dk4 = 1,6*75 = 120 мм.

Длина ступицы: Lст4 = b4 = 126 мм.

Толщина обода

q4 = (2,5ч4)mnБ = (2,5ч4)*3 = 10ч16 мм.



Принимаем q4 = 12 мм.

Т.к. диаметр зубчатого колеса быстроходной ступени 200 < dа4 ? 500, то выполняем его кованым и

qст4 = (0,25…0,3) dа4 = 0,28*550 = 154 мм.

Фаски венца на диаметре вершин такие же, как на шестерне,

т.е. n = 0,5mnБ = 0,5*3 = 1,5 мм.

Диаметр расположения отверстий

Dотв4 = 0,5(dа4 - 4,5mnт - 2 q4 + dст4) = 0,5(550 - 4,5*3 - 2*12 + 120) = 316,25 мм

Диаметр отверстий dотв4 = (0,35…0,4)( dа4 - 4,5 mnт - 2 q4 + dсn4) = 240,35 мм.

Толщина диска С4 = 0,3b4 = 0,3*126 = 34 мм.

1.10 Подбор и проверочный расчет шпонок

В редукторе шестерни, зубчатые и червячные колеса крепятся на валах с помощью шпонок, которые предназначены для соединения с валами зубчатых колес и для передачи крутящих моментов.

Наиболее часто применяются соединения с призматическими шпонками.

Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы (на 5-10 мм). Проверка шпонки на смятые узкие грани должна удовлетворять условию: [у]см = 2М/dlp(h - t1)? [у]см; где М - передаваемый вращающий момент, Н*мм;

[у]см = 100, Н/мм2

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

lp = l - b1 - рабочая длина шпонки, где b1 - ширина зубчатого колеса, мм;

Для шпонок с плоскими торцами lp = l; при скругленных торцах l = b - (3…5) мм, где b - ширина шпонки.

Для шпонок l должна выбираться из ряда: 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220.

b h - сечение шпонки, мм.

tl = глубина паза вала, мм.

Если при проверке усм оказывается значительно меньше [у]см, то можно взять шпонку меньшего сечения как для вала предыдущего диапазона, но обязательно повторить проверку его на смятие.

Если же усм будет больше [у]см , то надо ставить две шпонки под углом 180°, при проверке принимают, что кадая шпонка переедет половину нагрузки.

Для передачи вращающих моментов на производстве наиболее часто применяются шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189-75.

Ведущий вал:

Диаметр вала под шестерней dк1=37 мм.

Параметры шпонки для данного диаметра по СТ СЭВ 189-75

Проверка шпонки на смятие:

усм = 2М/dlp(h-t1) = 2*122*103/37*40(8-5) = 55,4?100H/мм2.

Где lр = l - b = 50 - 10 = 40 мм.

Промежуточный вал:

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 50 мм.

Проверка шпонки на смятие:

усм = 2М/ dlр(h-tl) = 2*366*103/50*34(10-6) = 131,5>100H/мм2,

Где lр = l - b = 45 - 16 = 29 мм. Надо ставить две шпонки подуглом 180?. При этом каждая шпонка передает половину нагрузки:

усм1 = усм2 = усм/2 = 132/2 = 65?100Н/мм2.

Диаметр вала под шестерней dк3 = 75 мм.

Параметры шпонки для данного диаметра по СТ СЭВ 189-75

Проверка шпонки на смятие:

усм = 2М/ dlр(h-tl) = 2*366*103/55*94(10-6) = 47,5?100H/мм2,

Где lр = l - b = 110 -16 = 94 мм.

Ведомый вал:

Диаметр вала под зубчатым колесом dk4=80 мм

Проверка шпонки на смятие:

усм =2М/ dlр(h-tl) = 2*2196*103/80*78(14-9) = 126?100H/мм2,

надо ставить две шпонки под углом 180°. При этом каждая шпонка передает половину нагрузки: усмl = усм 2 = усм/2=126/2=63?100H/мм2

1.11 Смазка и уплотнение подшипников

Для смазки подшипников качения применяют жидкие масла и пластичные смазки. Первые легко проникают в узкие зазоры, хорошо отводят тепло от подшипника, вымывают из узла продукты износа, но требуют более сложных уплотнений. Пластичные (консистентные) смазки надежно удерживаются в узле, выдерживают высокие давления и ударные нагрузки. Для выбора смазки служит критерий dn ,где d- внутренний диаметр подшипника, мм; n- частота вращения, об/мин. При dn ? 300000 мм об/мин и централизованной смазке следует применять жидкие масла. Пластичные смазки рекомендуются при dn (300000 мм об/мин, а также в труднодоступных узлах и закрытых подшипниках, в которые смазку закладывают при сборке на заводе).

Способы смазки.

Для подачи в узел жидкой смазки применяют масляную ванну, капельные масленки, фитили, разбрызгивание, циркуляционную систему, масляный туман. Масляная ванна применяется в узлах с горизонтальными валами, изолированных от общей системы смазки. Масло заливают в корпус подшипника через масленку. При n(3000 об/мин масло заливают до центра нижнего ролика или шарика).



Заключение

В заключении хотелось бы отметить, что, имея небольшое количество данных (лишь мощность на выходном валу и угловую скорость вращения приводного барабана) можно произвести расчеты редуктора, и по вычислениям сконструировать сам редуктор. Таким образом, можно получить редуктор с наиболее лучшими характеристиками, как это получилось у меня.

Достигнута главная цель нашего курсового проекта - найдены оптимальные параметры редуктора (передаточное число быстроходной ступени и передаточного числа тихоходной ступени). Подобраны подходящие размеры шестерен и шпонок. Проведены расчеты выходного, входного и промежуточного валов. Выбраны нужные подшипники.

В графической части работы сконструирован сборочный чертеж одного из узлов редуктора, чертеж одной из деталей этого узла, а также подготовлена спецификация для данного сборочного чертежа.

При выполнении курсового проектирования провели анализ назначения условий работы рассчитываемых деталей, продумали рациональность конструктивных решений с учетом технологических, эксплуатационных и экономических требований. Правильно и рационально выбрали стандартизованные детали и сборочные единицы, обеспечивающие надежность и малые габариты конструкции.

В современной промышленности редукторы разных видов используются довольно часто, это связано с тем, что они являются одной из главных составных частей любой машины или агрегата, на рынке деталей редукторы являются роскошью, и стоят довольно дорого. Простой любитель при большом желании не сможет доставить себе такую «радость», а если и сможет за очень неплохую сумму денег. Таким образом, производство редукторов является прибыльным делом. Но прогресс не стоит на месте, тем самым необходимо развивать и эту сферу нашей промышленности.

Список использованной литературы

1. Ильинский А.М. Управление качеством проектно-конструкторских разработок. Учебн. Пособие. СПбГИЭУ, 2008.

2. Давыдов Б.Л., Скородумов Б.А., Бубырь Ю.В. Редукторы. Конструкции, расчет и испытания. Машиностроение. Москва, 2014 - 478 с.

3. Ильинский А.М. Основы проектирования и конструирования. Метод, пособие к лабораторным работам. - СПбГИЭУ, 2002.

4. Ниберг Н.Я. Расчет редукторов. Выбор параметров и табличный метод расчета передач. Машиностроение. Москва, 1964 - 170 с.

5. Иьинский А.М. Основы проектирования и конструирования. Метод, пособие к практическим занятиям. СПбГИЭУ, 2010.

6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. Машиностроение. Москва, 1999 - 350 с.

7. Ильинский А.М. Управление качеством проектно-конструкторских разработок. Учебн. пособие. СПбГИЭУ, 2014.

8. ГОСТ 2.101-68 ЕСКД. Виды изделий.

9. ГОСТ2.102-68 ЕСКД. Виды и комплектность конструкторским документов.

10. ГОСТ 2.103-68 ЕСКД. Стадии разработки.

11. ГОСТ 2.108-61 ЕСКД. Спецификация

12. ГОСТ 2.111-68 ЕСКД. Нормоконтроль.

13. ГОСТ 2.118-73 ЕСКД. Техническое предложение.

14. ГОСТ 2.119-73 ЕСКД. Эскизный проект.

15. ГОСТ 2.120-73 ЕСКД. Технический проект.

16. ГОСТ Р 15.000-94 СРПП. Основные положения.

Размещено на Allbest.ru

...