Редуктор

Размещено на http://allbest.ru

МИНИСТЕРСТВО ВЫСШЕГО И СРЕДНЕГО СПЕЦИАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ УЗБЕКИСТАН

Алмалыкский филиал

Ташкентского Государственного Технического Университета

имени Ислама Каримова

КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ



ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение

Схема и краткое описание привода

Общая часть

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Расчетно-проектная часть

Расчет цилиндрической передачи

Расчет цепной передачи

Предварительный расчет валов редуктора

Конструктивные особенности шестерни и колеса

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Подбор подшипников

Уточненный расчет ведомого вала редуктора

Проверка прочности шпоночных соединений

Выбор посадок для зубчатых колес цепной передачи

Выбор смазки для зацепления

Выбор и проверочный расчет муфты

Компоновка редуктора

Сборка редуктора

Графическая часть

Заключения

Литература



ВВЕДЕНИЕ

С развитием промышленности более широкое применение получили редукторы, представляющие собой механизмы, состоящие из зубчатых и червячных передач, выполняемых в виде отдельного агрегата и служащие для передачи мощности от двигателя к рабочей машине (механизму).

Основное назначение редуктора - изменение угловой скорости и соответственно изменение вращающегося момента выходного вала по сравнению с входным.

Редукторы широко применяются как в машиностроении (конвейеры, подъемные механизмы), так и в строительстве (ступени приводов питателей бетонного завода), а также в пищевой промышленности и бытовой технике (различные комбайны) и так далее.

Поэтому и существуют самые разнообразные виды редукторов, условно подразделяемых по признакам.

По признаку передачи подразделяют на:

- цилиндрические

- конические

- червячные

В свою очередь каждая из передач может быть с различными профилями и расположением зубьев.

Так цилиндрические передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями; конические- с косыми, прямыми и винтовыми.

Передачи выполняют с эвольвентными профилями зубьев и с зацеплением Новикова. Зачастую используют и комбинированную передачу, которая сочетает различные передачи: коническо-цилиндрические; червячно-цилиндрические и т.д.

В зависимости от числа пар звеньев в зацепление (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно- и многоступенчатые.

По расположению осей валов в пространстве, различают редукторы с параллельными, соосными, перекрещивающимися осями входного и выходного валов.



Вариант № 14

мощность на валу закрытой передачиP=4кВт.

частота вращения n_б=80мин ^-1

1. оБШАЯ ЧАСТЬ

Схема и краткое описание привода



2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

2.1 Определяем общий коэффициент полезного действия, з_общ:

[1, с. 4]

где з₁=0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

з₂=0,94 - КПД открытой цилиндрической передачи;

з₃=0,99 - КПД одной пары подшипников качения;

2.2 Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя P_дв:

[1, c. 4]

где P - мощность на валу шестерни закрытой цилиндрической передачи, кВт.

2.3 Принимаем электродвигатель

P=5.5 кВт, 4A112М4У3=1500 мин ^-1

2.4 Определяем общее передаточное число привода и производим разбивку по ступеням с учетом рекомендаций;

где n_дв - частота вращения электродвигателя, мин ^-1;

n_б - частота вращения барабана, мин ^-1;

Принимаем U₁ = 7.2 - передаточное число закрытой зубчатой передачи;

- передаточное число открытое зубчатая передачи;

2.5 Определяем угловые скорости и частоты вращения на валах привода:

n_дв.=1470 мин ^-1 ;

n_I= n_дв= 1470 мин ^-1 ;

мин ^-1 ;

мин ^-1 ;

c ^-1 ;

c ^-1 ; c ^-1 ;

2.6 Определяем требуемую мощность на валах привода:

P=7.5 кВт;

Вт;

Вт;

Вт;

2.7 Определяем вращающие моменты на валах привода:

N*m=139.509*10^3 N*mm

N*m=607.64*10^3 N*mm

N*m=2734.37*10^3 N*mm



3. РАСЧЕТНО-ПРОЕКТНАЯ ЧАСТЬ

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбираем материал по средним механическим характеристикам: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ=230

- для колеса сталь 45, термообработка - улучшение, НВ=200

3.2 Определяем допускаемое контактное напряжение:

где К_HL = 1 - коэффициент долговечности

[S_H] = 1,15 - коэффициент безопасности

Принимаем допускаемое напряжение по колесу:

МПа

3.3 Принимаем коэффициент ширины венца:

3.4 Определяем коэффициент нагрузки K_Hв:

Не смотря на симметричное расположение колес, коэффициент K_Hвпримем выше рекомендуемого, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.

K_Hв = 1,25

3.5 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

мм

Принимаем ближайшее стандартное значение

мм

3.6 Определяем нормальный модуль зацепления:

мм

Принимаем мм

3.7 Принимаем предварительный угол наклона зубьев

в = 10є



3.8 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем Z₁ = 32, тогда

3.9 Уточняем значение угла наклона зубьев

в = 13є50'

3.10 Определяем основные размеры шестерни и колеса

- делительные диаметры

;

мм

мм

Проверка:

мм

- диаметры вершин зубьев

мм

мм

-ширина колеса:

мм

-ширина шестерни:

мм

-коэффициент ширины шестерни по диаметру:

-окружная скорость колес:

м/с

При такой скорости принимаем 8-ую степень точности

3.11 Определяем коэффициент нагрузки

При , твердости НВ<350: K_Hв = 1,15.

K_Hб = 1,09

При скорости <м/с, для косозубых колес коэффициент K_Hн = 1,0

3.12 Проверяем контактное напряжение

МПа

МПа (± 5%)

3.13 Определяем силы действующие в зацеплении

3.13.1 Окружная

H

3.13.2 Радиальная

H

3.13.3 Осевая

H

3.14 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

где Y_F - коэффициент учитывающий форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев

- для шестерни

- для колеса

Y_F1 = 3,80 и Y_F2 = 3,61

3.14.1 Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб

3.14.2 Определяем коэффициент нагрузки

где K_Fв = 1,07 и K_Fн = 1,1

МПа

3.15 Определяем допускаемое напряжение

HB

- для шестерни МПа

- для колеса Мпа

3.15.1 Определяем коэффициент безопасности

где

- для поковок и штамповок

3.16 Определяем допускаемые напряжения

- для шестерни МПа

- для колеса МПа

3.17 Находим отношения

- для шестерни МПа

- для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

3.18 Проверяем прочность зуба колеса

у_F= 91 МПа ?[у_F] = 206 МПа

Условие прочности выполнено



4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Принимаем материал для ведущего вала Сталь 45 термообработка - улучшение,

у_в=780 МПа, у_т=440 МПа, [ф_к]=15 МПа

Определяем диаметр выходного конца d₁

мм

d₁=22 мм - диаметр вала под муфту;

d₂=30 мм - диаметр вала под подшипник;

d₃=32 мм - диаметр вала под буртик;

d₄=38,5 мм - диаметр вершин зубьев шестерни;

Рисунок - Эскиз ведущего вала

Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45, термообработка - нормализация, у_в=570 МПа, у_т=290 МПа, [ф_к]=16 МПа

Определяем диаметр выходного концаd₂

d₁=28 мм - диаметр вала под звездочку;

d₂=32 мм - диаметр вала под уплотнение;

d₃=35 мм - диаметр вала под подшипник;

d₄=40 мм - диаметр вала под колесо;

d₅=45 мм - диаметр вала под буртик;

Эскиз ведомого вала



5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Определяем толщину стенок крышки

д=0,025a+1=0,025*90+1=3,25 мм;

Принимаем д=5 мм;

д₁=0,02а+1=0,02*90+1=2,8 мм;

Принимаем д₁=5 мм;

Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки

Верхнего пояса корпуса и крышки

b=1,5д=1,5*5=7,5 мм;

b₁=1,5д₁=1,5*5=7,5 мм;

Нижнего пояса корпуса

p=2,35д=2,35*5=11,8 мм;

Принимаем p=12 мм

Определяем диаметры болтов

Фундаментальных болтов

d₁=(0,03ч0,036)a+12=(0,03ч0,036)*90+12=14,7ч15,24 мм;

принимаем болты с резьбой M12

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0,7ч0,75)d₁=(0,7ч0,75)*12=8,4ч9 мм;

принимаем болты с резьбой M10

Соединяющих крышку с корпусом

d₃=(0,5ч0,6)d₁=(0,5ч0,6)*12=6ч7,2 мм;

принимаем болты с резьбой M8



6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Принимаем для ведущего вала подшипников средней

Принимаем подшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75.

Тип подшипников 36306.

Основные параметры:

D=62 мм;B=17 мм;C=21,6 кН; C₀=15,9кН.

Проводим расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость

Так как окружная сила F действует на одинаковом расстоянии от опор, то опорные реакции будут равны:

H

Проверка:

Вертикальная плоскость

Н

Н

Н

Проверка:

Горизонтальная плоскость

М_Алев=0

М_Слев=Н_А*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*мм

М_Впр=0

М_Спр=Н_В*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*мм

Вертикальная плоскость

М_Алев=0

М_Слев=-V_А*41,5=-142*41,5=-5893 H*мм

М_Слев=-V_А*41,5-m=-142*41,5-4536=-10429 Н*мм

М_Впр=0

М_Спр=-V_В*41,5=-252*41,5=-10458 H*мм

Проверяем подшипники на долговечность

Определяем суммарные реакции опор F_V

H

H

Определяем эквивалентную нагрузку F_Э

где -радиальная нагрузка, Н

- осевая нагрузка, Н

-коэффициент, учитывающий вращение колес

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент [1, c. 214, табл. 9.20]

Отношение

Отношение X=0,45; Y=1,81

H

Определяем расчетную долговечность

млн. об.

ч

Принимаем для ведомого вала подшипников легкой серии табл. П6 [1]

Принимаем подшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75.

Тип подшипников 36207.

Основные параметры:

D=72 мм;B=17 мм;C=30,8 кН; C₀=17,8кН.

6.2 Проводим расчет опорных реакций и изгибающих моментов

6.2.1 Горизонтальная плоскость

Н

Н

Проверка:

Вертикальная плоскость

Н

Н

Н

Проверка:

6.3 Находим моменты для построения эпюр

6.3.1 Горизонтальная плоскость

М_Алев=0

М_Длев=Н_А*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*мм

М_Влев=Н_А*83-F_t*41,5=525,5*83-1051*41,5=0

М_Спр=0

М_Bпр=0

Вертикальная плоскость

М_Алев=0

М_Длев=V_А*41,5=340*41,5=14110 H*мм

М_Длев=V_А*41,5+m=340*41,5+18144=32254 Н*мм

М_Влев=V_А*83+m+F_r*41,5=340*83+18144+394*41,5=62715 Н*мм

М_Спр=0

М_Bпр=F_ц*65,5=957*65,5=62683,5 Н*мм

Проверяем подшипники на долговечность

Определяем суммарные реакции опор F_V

H

H

Определяем эквивалентную нагрузку F_Э

где -радиальная нагрузка, Н

- осевая нагрузка, Н

-коэффициент, учитывающий вращение колес

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

Отношение

Отношение X=1; Y=0

H

Определяем расчетную долговечность

млн. об.

ч



7. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

Рисунок - Эскиз ведомого вала редуктора

Материал вала - сталь 45 нормализация

МПа

Определяем предел выносливости

МПа

МПа

Сечение А-А

Диаметр вала в этом сечении 40мм

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

;

масштабные факторы ;

коэффициенты ;

Крутящий момент Н*мм

Определяем изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Н*мм

Определяем изгибающий момент в вертикальной плоскости

Н*мм

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении А-А

Н*мм

Определяем момент сопротивления кручению

мм³

Определяем момент сопротивления изгибу

мм³

Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа

Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба

МПа; среднее напряжение

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Рассмотрим сечение Б-Б

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом:

и

Принимаем и

Изгибающий момент в этом сечении

Н*мм

Осевой момент сопротивления

мм³

Определяем амплитуду нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

мм³

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Рассмотрим сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки

и

и

Момент сопротивления изгиба

мм³

Момент сопротивления кручению

мм³

Амплитуда и среднее значение напряжений цикла касательных напряжений

МПа

Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении В-В



8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Материал шпонки Сталь 45, нормализованная

Напряжение смятия и условие прочности

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

МПа

Шпонка на выходном конце ведущего вала

d=22 мм; b*h=6*6 мм; t₁=3,5 мм; l=20 мм

Момент на ведущем валу T₁=18,92*10³ Н*мм

МПа

Шпонка на выходном конце ведомого вала

d=28 мм; b*h=8*7 мм; t₁=4,0 мм; l=25 мм

момент на ведомом валу T₂=72,66*10³ Н*мм

МПа

Шпонка под колесом

d=40 мм; b*h=12*8 мм; t₁=5,0 мм; l=28 мм

МПа



9. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ

Материал пальцев - сталь 45 нормализованная; втулки из специальной резины Н/мм²

Проверяем втулки на смятие

где - длина втулки;

- диаметр пальца;

- число пальцев;

- диаметр окружности, на которой расположены оси пальцев;

мм

Н/мм²

Прочность втулки обеспечена

Проверяем пальцы на изгиб

Н/мм²<



10. СБОРКА РЕДУКТОРА

10.1 Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно счищают и покрывают маслостойкой краской.

10.2 Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

10.2.1 На ведущий вал насаживают радиальные однорядные шарикоподшипники, предварительно нагреваемые в масле до 80-100°С.

10.2.2 В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое цилиндрическое колесо до упора в бурт вала и устанавливают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле.

10.3 Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух штифтов; затягивают болты, крепящих крышку к корпусу.

10.4 После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор.

10.5 Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновую армированную манжету. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку винтами.

10.6 Затем ввертывают пробку маслоспускаемого отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель.

10.7 Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

10.8 Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе» устанавливаемой техническими условиями.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В рамках данной расчетно-графической работы проводился расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет редуктора и открытой передачи, проверочный расчет редуктора, валов, расчет подшипников.

Цилиндрический одноступенчатый косозубый редуктор предназначен для передачи мощности между валами электродвигателя и исполнительного механизма.

Муфта служит для компенсации неточности установки валов и ограничения нагрузок в приводе.

электродвигатель редуктор вал передача подшипники шпоночный



ЛИТЕРАТУРА

1. Чернавский С.А., Ицкович Г.М., Боков К. Н., Чернин Г. М., Козинцов В.П. Курсовое проектирование деталей машин М: ООО ТИД «Альянс», 2005

2. Федоренко В.А., Жомин А.И. Справочник по машиностроительному черчению Л: Машиностроение, 1983

3. Козловский II.В., Виноградов A.M. Основы стандартизации, допуски, посадки и технические измерения М: Машиностроение, 1982

Размещено на Allbest.ru

...