Проект конического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство высшего и среднего специального образования Республики Узбекистан

Алмалыкский филиал

Ташкентского государственного технического университета имени Ислама Каримова

Курсовое проектирование



Оглавление

Введение

1. Общая часть. Схема и краткое описание привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

3. Расчетно-проектная часть

3.1 Расчет цилиндрической передачи

3.2 Предварительный расчет валов редуктора

3.3 Конструктивные размеры корпуса редуктора

3.4 Подбор подшипников

3.5 Уточненный расчет ведомого вала редуктора

3.6 Проверка прочности шпоночных соединений

3.7 Выбор и проверочный расчет муфты

3.8 Сборка редуктора

Заключение

Литература



Введение

вал редуктор шпоночный соединение

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.

мощность на валу закрытой передачи P=4кВт.

частота вращения n_б=75мин ^-1



1. Общая часть. Схема и краткое описание привода

Схема 1



2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

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;

Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя P_дв:

[1, c. 4]

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

Принимаем электродвигатель

P=5.5 кВт, 4A112М4У3=1500 мин ^-1

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;

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;

Определяем требуемую мощность на валах привода:

P=7.5 кВт;



Вт;

Вт;

Вт;

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

3.1 Расчет цилиндрической передачи

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

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

Определяем допускаемое контактное напряжение:

где К_HL = 1 - коэффициент долговечности

[S_H] = 1,15 - коэффициент безопасности

Принимаем допускаемое напряжение по колесу:

МПа

Принимаем коэффициент ширины венца:

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

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:



мм

Принимаем ближайшее стандартное значение

мм

Определяем нормальный модуль зацепления:

мм

Принимаем мм

Принимаем предварительный угол наклона зубьев

в = 10є

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем Z₁ = 32, тогда

Уточняем значение угла наклона зубьев



в = 13є50'

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

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

Проверяем контактное напряжение

МПа



МПа (± 5%)

Определяем силы, действующие в зацеплении

Окружная

H

Радиальная

H

Осевая

H

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

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб

Определяем коэффициент нагрузки

где K_Fв = 1,07 и K_Fн = 1,1

МПа

Определяем допускаемое напряжение



HB

- для шестерни МПа

- для колеса Мпа

Определяем коэффициент безопасности

где

- для поковок и штамповок

Определяем допускаемые напряжения

- для шестерни МПа

- для колеса МПа

Находим отношения

- для шестерни МПа

- для колеса МПа

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

Проверяем прочность зуба колеса

у_F= 91 МПа ?[у_F] = 206 МПа

Условие прочности выполнено

3.2 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 1. 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

3.3 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

3.4 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.

Проводим расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость



Н

Н

Проверка:

Вертикальная плоскость

Н

Н

Н

Проверка:

Находим моменты для построения эпюр

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

3.5 Уточненный расчет ведомого вала редуктора

Рисунок 2. 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



3.6 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

3.7 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<



3.8 Сборка редуктора

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

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

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

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

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.

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

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

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

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

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.



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

Размещено на Allbest.ru

...