Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г.В. Плеханова

(Технический университет)

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора

по дисциплине: Прикладная механика

Автор: Громцев Е.В.

Руководитель проекта: Кузнецов Е.С.

Санкт-Петербург - 2004

Оглавление

Аннотация

Введение

1. Выбор двигателя

2. Расчёт зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Первый этап компоновки редуктора

7.Проверка долговечности подшипников

8.Проверка прочности шпоночных соединений

9.Уточнённый расчёт валов

Список литературы

Аннотация

В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выход валу двигателя, частоты вращения выходного вала и рассчитанного коэффициента полезного действия (КПД), выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.

одноступенчатый цилиндрический редуктор электродвигатель

The summary

In the given course project the account of the single-stage cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of the electric motor is carried out , proceeding from a potency on an output to the shaft of a drive, frequency of rotation of the target shaft and designed efficiency , choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on strength and endurance, the resource of bearings is determined.

Введение

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический зубчатый редуктор указанной схемы по следующим исходным данным:

мощность на выходном валу редуктора Рт = 70,5 кВт.

частота вращения выходного вала n т = 1000 об/мин .

Необходимо:

Подобрать необходимый электрический двигатель.

Произвести кинематический расчёт передачи.

Выбрать материал зубчатых колес и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Определить основные параметры передачи исходя из критерия контактной выносливости.

Рассчитать геометрию передачи (диаметр, ширина колеса ).

Определить окружную скорость в зацеплении.

Найти усилия, действующие в зацепление и проверить передачу на контактную и изгибную выносливость.

Определить ориентировочный диаметр валов.

Ориентировочно наметить установки на валах подшипники качения.

Выполнить эскизную компоновку редуктора.

Рассчитать на прочность и выносливость выходной вал редуктора.

Определить ресурс выбранных ранее подшипников, причём он должен быть не менее 16000 часов.

Произвести расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.

Графическая честь представляет собой сборный чертёж редуктора.

1. Выбор двигателя

Определение КПД редуктора

_ред = _n' _{з n}”;

_з - КПД зубчатой пары, _зп = 0,98;

_п^' - КПД подшипника, _п' = 0,99;

_n^” - КПД масла, _n^” = 0,99;

_ред - общий КПД редуктора.

_ред =0,99 0,98 0,99 = 0,96.

Определение требуемой мощности электродвигателя:

Р₁ =Р₂ / _ред = 70,5/0,96 = 73,44 кВт.

Выбираем электродвигатель 4A250S2, скольжение S=1,4%, частота вращения 3000 об/мин.

Номинальная частота вращения:

=3000-14= 2986 об/мин.

передаточное число

u=n₁/n₂=2986/1000=2,986,

Принимаем u=3,15 ГОСТ 2185-66

Определение угловой скорости валов редуктора _1:

₁ = n / 30 = 3,14 2986 / 30 = 312,5 рад/сек.

₂ = n / 30 = 3,14 1000 / 30 = 104,7 рад/сек

Определение вращающих моментов на осях:

Т₁ - вращающий момент на валу шестерни.

Т₁ = / ₁ = /=73,44 10³ / 312,5 = 235 10³ Н мм.

Т₂ - вращающий момент на валу колеса.

Т2= Т1*u=235**3.15=740 10³ Н мм.

2. Расчёт зубчатых колес редуктора:

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (по табл. 3.3).

Для шестерни - сталь 45, улучшение, твёрдость 230 НВ; для зубчатого колеса - сталь 45, улучшение, твердость 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

,

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, - коэффициент долговечности, - коэффициент безопасности.

Для углеродных сталей (по табл. 3.2) с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термообработкой - нормализация:

,

,

Принимаем допускаемое контактное напряжение по колесу :

[ ]_H1 = 530*1/1,1 = 482 МПа

[ ]_H2 = 470*1/1,1 = 427 МПа

[ ]_H = min([ ]_H1, )=427 МПа

Требуемое условие [ ]_H[ ]_H2

выполнено

Принимаем предварительно, как в случае симметричного расположения колес, значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки К*_Нв = 1,15.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию :

_БА = b / а = 0,25; К=49,5.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев :

Ближайшее стандартное значение а = 250 мм.

Нормальный модуль зацепления :

m_n = (0,010,02) а = (0,010,02)*250 = 2,55 мм.

Принимаем m_n = 5,0 мм.

ГОСТ 9563-60.

Определим число зубьев шестерни и колеса:

Примем косозубое зацепление



принимаем ,тогда

принимаем

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

проверка

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин зубьев:

ширина колеса b₂ = ш_baa_w = 0,25*254 =64 мм

ширина шестерни b₁ = b₂ + 5мм =64 + 5 = 69 мм

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру :

ш_bd = b₁/d₁ = 64/120 = 0,53

Окружная скорость колес и степень точности передачи :

v = w₁d₁/2 = 312,5*120/2000 =18,75 м/с

При такой скорости принимаем 7 степень точности.

Коэффициент нагрузки

k_H=.

.

Проверка контактных напряжений :

Силы действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса К_Fв=1,04 ,и коэффициент динамической нагрузки K_Fv=1,55.

K_F= k_Fв* K_Fv=1,04*1,55=1,61

Y_F - коэффициент прочности зуба по местными напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v

у шестерни

у колеса

При этом Y_F1=3,94, Y_F2=3,61

Допускаемое напряжение - по формуле

Для стали 45 улучшенной при твердости HB350

Для шестерни

Для колеса

 - коэффициент запаса прочности,

где = 1,75 - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, а - коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

Следовательно

Допускаемые напряжения:

- для шестерни

- для колеса

Находим отношения - для шестерни

- для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса

,

где Y - коэффициент компенсации погрешности.

для 7-й степени точности коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки k_Fб=0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

Условие изгибной прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал :

диаметр выходного вала конца при допускаемом напряжении

Для соединения вала с двигателем, через муфту, примем d_в1=60мм.

Диаметр под подшипниками d_П1=65 мм.

Диаметр под шестерню

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем .

Диаметр выходного конца вала :

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_B2=60 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2=65 мм, под зубчатым колесом d_К2=70 мм (диаметр ступицы).

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня и колесо

Размеры одни т.к. одинаков

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 * d_к = 1,6 * 70 = 110 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,2 1,5) *d_к= (1.21.5)*70=84 105 мм.

Принимается l_ст = 100 мм.

Толщина обода:

₀ = (2,5 4) * m_n = (2,5 4)* 5=1020мм.

Принимается ₀ = 15 мм.

Толщина диска С:

С = 0,3 * b₂= 0,3 *64 = 20 мм.

Шестерню выполняем без диска

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки и ₁.

= 0,025 * a_w + 1= 0,025 * 250 + 1 = 7,25 мм. Принимаем д = 8мм

₁ = 0,02 * 250 + 1 = 6 мм. Принимаем д1 = 8мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b = 1,5 * ; b = 1,5 * 8 = 12 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) крышки.

b=1,5 * =b₁=1,5 * ₁ = 1,5 *8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса.

p = 2,35 * = 2,35 * 8 = 19 мм. Принимаем p = 20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных:

d₁ = (0,03 0,036) * a_w + 12; d₁ = (0,03 0,036) *250 + 12 = (19,5 21 )мм.

Принимаются болты с резьбой М20.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = (0,7 0,75) *d₁= (0,7 0,75)* 20 = 14 15 мм.

Принимаются болты с резьбой М16.

Соединяющих крышку с корпусом.

d₃ = (0,5 0,6) *d₁= (0,5 0,6) *20 = 10 12 мм.

Принимаются болты с резьбой М10.

	24	200	39.3	206	64,8
H	76	4	37	414	237
	1,25	4.96	10.397		206
	160	33.8	168

6. Первый этап компоновки редуктора

Зазор между корпусом шестерни и внутренней стенкой корпуса принимается

А₁ = 1,2 * ; А₁ = 1,2 * 8 = 10 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса принимается А = = 8 мм.

Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется у = 812 мм. Принимаем у = 10 мм.

Замером находим расстояние на ведущем валу l₁ = 87 мм и на ведомом валу, l₂ =87мм.

l₁ = l₂ = 87 мм.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Намечаются радиальные шариковые радиальные однорядные подшипники 313 средней серии [Табл. П.5;стр.544]:

d = 65 мм; D = 140 мм; B = 33 мм; C = 92.3 кН; C₀ = 56 кН.

7. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

Из предыдущих расчётов:

l₁ = 87 мм; = 3917 H; F_r = 1426 H;

Реакция опор.

- в плоскости xz:

R_x1 = R_x2 = / 2 = 3917/2 = 1958.5 H.

Проверка:

R_x1 + R_x2 - F_t = 1958.5+1958.5-3917 = 0.

M_y1= R_x1 *l₁;

- в плоскости yz:

R_y1 =

R_y2 =

Проверка:

Суммарные реакции:

P_r1 = P_r2 == = 1397 H.

Эквивалентная нагрузка.

P_э = V * P_r1 * K_б * K_т,

где P_r1 - радиальная нагрузка; P_r1 = 1397 H.

V = 1 - коэффициент вращения (вращается внутреннее кольцо).

К_б = 1 коэффициент безопасности (нагрузка на подшипнике спокойная без толчков).

К_т = 1 - температурный коэффициент (рабочая температура редуктора до 100).

P_э = 1397 * 1 * 1 * 1 = 1397 Н.

Расчётная долговечность, млн. об.

L = (C / P_э)³; L = (92,3 * 10³ / 1397)³ = 288000 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.

L_h = L * 10⁶ / (60 * n); L_h = 288000 * 10⁶ / (60 * 2986) = часов.

Подшипник подходит.

Ведомый вал:

Несёт те же нагрузки, что и ведущий:

l₁ = 87 мм; F_r = 1426 H; F_t = 3917 Н

Из первого этапа компоновки: l₂ = 87 мм;

Реакции опор.

- в плоскости yz:

R_y3=R_y4 =/ 2 =713 Н

- в плоскости xz:

R_x3 = R_x4 = /2 = 1958 H.

Hмм.

Расчет такой же, так как подшипники те же и реакции опор те же.

В связи с завышением d на ведущем колесе проверку шпонок и уточненный расчет ведем для ведомого вала, сечение вала в месте напрессовывание колеса, как самого опасного.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений, пазов и длины шпонок берутся по СТ СЭВ 189 - 75. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности.

2 Т / (d (h - t₁) (l - b)) _см.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице _см=100 120 Н / мм²; при чугунной ступице _см = 50 70 Н / мм².

d = 65 мм; b h = 20 12; t1 = 7,5 мм (шпонка призматическая);

момент на ведущем валу Т2 = 740 Н мм.

= 2 740 103 / (65 (12 - 7,5) (80 - 20)) = 84,3 МПа см.

Условие прочности выполнено.

9. Уточнённый расчёт валов

Принимается, что нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.

Материал вала - сталь 45 улучшенная.

По таблице 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае 85 мм) среднее значение _в = 780 Н / мм².

Пределы выносливости:

при симметричном цикле изгиба

_-1 = 0,43 _в; _-1 = 0,43 780 = 335 Н / мм²;

при симметричном цикле касательных напряжений

_-1 = 0,58 _-1; _-1 = 0,58 335,4 = 194 Н / мм².

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А.

H*мм.

Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; b = 20 мм; t₁ = 7,5 мм).

W_{к нетто} ;

W_{к нетто} = 10³ мм³.

Момент сопротивления изгибу.

W_нетто ;

W_нетто = 10³ мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.

 Н / мм.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба.

Н / мм.

среднее напряжение _m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

S = = = 27,5.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

S = ; n = .

Результирующий коэффициент запаса прочности

; = 9,8.

Условие выполнено, причем с большим запасом, следовательно, остальные сечения тоже пройдут.

10. Выбор смазочного материала

Принимается, что цилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в масленую ванну на глубину 20 - 30 мм, а подшипники - масленым туманом.

Определяется необходимую вязкость смазочного материала:

₁ = 270 мм²/с - рекомендуемая кинематическая вязкость при = 1 м/с.

Выбирается масло ИРП-75 с кинематической вязкостью ₅₀ = 72..80 мм²

Объём масла: V_м=10л.

Заключение

Таким образом, в данной курсовой работе для расчета одноступенчатого цилиндрического редуктора производится кинематический расчет, определяются силы, действующие на звенья узла, производится расчет конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала.

Данная курсовая работа по деталям машин способствует закреплению, углублению и обобщению теоретических знаний.

Список литературы

1. Детали машин, проектирование приводов технологического оборудования / Чернилевский Д.В. - М. 2003 - 560с

2. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов/ Попов С. А. - М.: Высш.шк., 1986. - 295с.: ил.

3. Детали машин и основы конструирования: Методические указания и задания на курсовое проектирование / Большунов А.В., Кузнецов Е.С., Денегин В.В., и др. - СПбГГИ, 2003 - 8 с.

4. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных вузов. /Дунаев П.Ф., Леликов О. П. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985 - 416 с., ил.

5. Расчеты деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных вузов/ Чернин И.М.- 1978г

6. Детали машин: Атлас конструкций. Учебное пособие для машиностроительных вузов. /В.Н. Беляев, И.С. Богатырев и др.; 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

Размещено на Allbest.ru

...