Одноступенчатый конический редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Спроектировать привод.

В состав привода входят следующие передачи:

1 - открытая зубчатая коническая передача;

Вращающий момент на выходном валу -T_B=260 Нм;

частота вращения на выходном валу n_вых = 190 об/мин.; K_год=0,66; К_сут=0,3;

Срок службы Т_сл=10 лет ,

Режим работы IV.

Содержание

• 1. Введение
• 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

3. Расчет передачи редуктора

• 4. Геометрический расчет конической передачи
• 5. Расчет поликлиноременной передачи
• 6. Проектный расчет валов. Экскизная компоновка редуктора
• 7. Расчет схемы валов
• 7.1 Быстроходный вал
• 7.2 Тихоходный вал
• 8. Определение массы и его стоимости
• 9. Выбор сорта масла
• 10. Конструкция корпуса редуктора
• 11. Технология сборки редуктора
• Заключение
• Список использованной литературы

редуктор электродвигатель вал смазочный

1. Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

Преимущества зубчатых передач: постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2….4, косозубой цилиндрической U=4….6, для конической U=1…..6,3), высокая нагрузочная способность, высокий КПД (0,96….0,99), малые габариты, большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании, сравнительно малые нагрузки на валы и опоры

Недостатки зубчатых передач: невозможность без ступенчатого изменения скорости, высокие требования к точности изготовления и монтажа, шум при больших скоростях, плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок, громоздкость при больших межосевых расстояниях, потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев, зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок

Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже, т.к. для них требуется большая точность.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Мощность на выходном валу редуктора:

Общий КПД привода

где з_рем = 0,94 - КПД ременной передачи; з_кон = 0,97 - КПД закрытой конической зубчатой передачи; з_п/к = 0,99 - КПД подшипников качения (одна пара); (О.Т. Темиртасов, таблица 3.1 - КПД передач и устройств, стр. 34).

Требуемая мощность на валу электродвигателя

Выбор электродвигателя.

По требуемой мощности Р_ТР =5,55 кВт (по таблице К9, К10 стр. 384 - 385, А.Е.Шейнблит) выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый общепромышленного назначения серии 4А с синхронной частотой вращения 1500 об/мин. марки 4А112M4УЗ с параметрами Р_эл/дв = 5,5 кВт, n_эл/дв = 1432 об/мин. и d_эл/дв = 32 мм.

Фактическое требуемое передаточное число

Требуемая частота вращения

Мощность на валах

Мощность на быстроходном валу:

Мощность на промежуточном валу:

Мощность на тихоходном валу:

Частота вращения на валах

Частота вращения на быстроходном валу:

Частота вращения на промежуточном валу:

Частота вращения на тихоходном валу:



Крутящий момент на валах

Крутящий момент на быстроходном валу:

Крутящий момент на промежуточном валу:

Крутящий момент на тихоходном валу:

Передаточные числа и КПД передач

Передачи	Передаточное число	КПД
закрытая зубчатая коническая передача	4	0,97
ременная поликлиновая передача	1,98	0,94

Рассчитанные частоты и моменты на валах

Валы	Частота вращения, об/мин	Момент, Нxмм
1-й вал	1432	37
2-й вал	753,7	67,5
3-й вал	188,4	259,5

2. Расчет передачи редуктора

Расчет конической ступени (Расчет ведется методом эквивалентных циклов)

Срок службы редуктора

Выбор материалов.

Для шестерни выбираем сталь 40ХН, термообработка - закалка ТВЧ, твердость 48…..58 HRC,

предел прочности у_В =850 МПа,

предел текучести у_Т =600 МПа.

Для колеса - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость HВ 230…260,

предел прочности у_В =850 МПа,

предел текучести у_Т =550 МПа.

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы :

Число циклов перемены напряжении, соответствующее пределу контактной выносливости

Ресурс передачи по формуле

Допускаемые контактные напряжения по формуле

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле.

где м_H = 0,125 - для среднего равновероятного режима (режим IV). q = 20

Тогда допускаемые контактные напряжения

где S_Н1 = 1,2; Z_R1 =1; Z_V1 = 1,08; Z_X1 = 1 ( глава 6-уч. О.Т. Темиртасов).

где S_Н2 = 1,1; Z_R =1; Z_V = 1,14; Z_X = 1 (см. главу 6).

Среднее допускаемое напряжение по формуле

Условие _HР < 1,15·_HР2 =1,15·600 = 699,6 МПа выполняется.

Коэффициент долговечности по формуле

здесь при м_F =0,016 - для среднего равновероятного режима (режим IV).

q_F1 - показатель кривой усталости правой ветви

где k = 2,8….3 - для закаленных колес. у_Flim1 - предел выносливости при изгибе из таблицы; у_Fst1 =- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

здесь при м_F =0,038 - для среднего равновероятного режима (режим IV).

где k = 2.0…2,2 - для улучшенных колес.

уFlim2 = - предел выносливости при изгибе из таблицы;

уFst2 =- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

Тогда допускаемые напряжения будут

где S_F = 1,7; Y_R = 1,2; Y_a = 1; Y = 1 (глав 6-уч. О.Т. Темиртасов).

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	?в	[?]H	[?]F
			HB2ср	H/мм2
Шестерня	45ХН	Закалка ТВЧ	500	850	600	410
Колесо	45Х	улучшение	245	850	550	332,88

• 4. Геометрический расчет конической передачи
• Коэффициент, учитывающий консольное расположение шестерни с круговыми зубьями:
• Предварительный наружный делительный диаметр колеса с коэффициентом К=25 для средней твердости колес:
• По ГОСТу 12289-76 принимаем 200 мм, тогда:
• Средняя окружная скорость вращения конического колеса:
• Коэффициент внутренней динамик при изгибе:
• Углы при вершине зубчатых колес:
• Тогда:
• Максимальное конусное расстояние:
• Ширина зубчатых колес:
• По ГОСТу 12288-76 принимаем
• Коэффициент ширины относительно диаметра шестерни:
• Для данного коэффициента из графика (кривая2) для круглозубой конической передачи коэффициент распределения нагрузки по ширине колес:
• Коэффициент распределения нагрузки по ширине при расчете на контактную выносливость:

• Коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатых колес при изгибе:
• Коэффициент внутренней динамики при расчете на контактную выносливость:
• Расчетный коэффициенты нагрузки при расчете на контактную и изгибную выносливость:
• Уточненный внешний диаметр колеса:
• Прежние параметры
• Число зубьев по формуле профессора Г.А.Снесарева:

• Принимаем , тогда
• Торцевой модуль конической передачи:
• Согласно стандарта для передач с круговыми зубьями ГОСТ 19326-73 смещения по формуле:
• Окончательные размеры колеси фактическое передаточное число:
• Делительные диаметры колес:
• Внешние диаметры выступов колес:
• Средние диаметры колес:
• Внешние диаметры впадин колес:
• Проверка зубьев на контактную выносливость:
• Недогрузка , что не менее 15%
• Окружная сила на среднем диаметре:

• При
• Осевая сила на шестерне с круговыми зубьями:
• Радиальная сила на шестерне:
• Коэффициент учитывающий консольное расположение шестерни с круговыми зубьями для средней твердости с учетом :
• Эквивалентное число зубьев колес:
• Коэффициент форм зубьев:

• Из таблицы 4.7 при:
• Проверка зубьев колеса на изгибную выносливость:
• Предварительный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки и :
• Величина максимального напряжения:
• Величина максимального напряжения изгиба при случайной перегрузке:
• Выполненный расчет следует считать удовлетворительным для проектирования по стандарту США AGMA Standart 2.16a

5. Расчет поликлиноременной передачи.

Выбираем сечение ремня - 0 при

Выбираем минимальный допустимы диаметр при (по Шемблету)

ПО стандарту выбираем

Определяем диаметр ведомого шкива:

Из стандартно ряда принимаем

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его относительно от заданного :

Ориентировочное межосевое расстояние :

Из стандартного ряда принимаем

Определяем расчетную длину ремня :

Из стандартного ряда принимаем

Уточненное межосевое расстояние:

Определяем угл ообхвата ведущего шкива:

Определяем скорость ремня:

Определяем частоту пробега:

Допускаемая мощность одним клиновым ремнем:

Количество клиньев поликлинового ремня:

Принимаем

Определяем силу предварительного натяжения:

Определяем окружную силу:

Определяем силу натяжения:

Определяем силу давления на вал:

Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:



6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Определение геометрических параметров ступеней валов:

Вал шестерни:

Первая ступень:

Вторая ступень:

Третья ступень:

Четвертая ступень:

Пятая ступень:

Вал колеса:

Первая ступень:

Вторая ступень:

Третья ступень:

Четвертая ступень:

по Шемблету (таблиц К29,К30)

Пятая ступень:

Предварительный выбор подшипников качения:

Выбираем подшипники для быстроходного вала:

Конические роликовые однорядные подшипники. Легкая серия тип 7208:

Схема установки- враспор

Выбираем подшипники для тихоходного вала:

конические роликовые однорядные подшипники. Легкая серия тип 7209:

Схема установки- враспор

7. Расчет схемы валов

7.1 Быстроходный вал

Определение реакции в опорах:

Дано:

Вертикальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции:

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:



Горизонтальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции:

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:



Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Расчет подшипников на устойчивость. 7208

а). Осевые составляющие радиальные нагрузки:

б). Определяем осевые нагрузки подшипников:

Так как то

в). Определяем отношение:

г). По соотношению выбираем формулу по определению эквивалентной нагрузки:

д). Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке:

Подшипник пригоден.

е). Определение долговечности подшипников:

7.2 Тихоходный вал

Определение реакции в опорах:

Дано:

Вертикальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции:

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:

:

Горизонтальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции:

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Расчет подшипников на устойчивость. 7208

а). Осевые составляющие радиальные нагрузки:

б). Определяем осевые нагрузки подшипников:

Так как то

в). Определяем отношение:

г). По соотношению выбираем формулу по определению эквивалентной нагрузки:

д). Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке:

Подшипник пригоден.

е). Определение долговечности подшипников:

8. Определение массы редуктора и его стоимости

Формулы для расчета массы и стоимости привода:

Электродвигатель: 4A112М4УЗ

h=100 mm=0.1m -высота от основания до оси вращения; е=2,71-основание натурального логарифма; ; ; P=4

Масса электродвигателя:

K_m=2250

Г=d_e2

Kt=0,2-коэффициент , который учитывает твердость ведомого зубчатого колеса; b=3(0,2- d_e2)=3(0,2-0,2)=0-комплексный параметр

Масса редуктора



Стоимость редуктора в У.Е.

=5,9- коэффициент стоимости, зависит от термообработки зубчатых колес

= масса редуктора

=1000 шт/год- годовая программа

9. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 3кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x 12,703 = 3,176 дм3.

При контактных напряжениях sH = 434,5 МПа и скорости v = 1,7 м/с принимаем масло индустриальное И-Г-С-100

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижении коэффициента трения, уменьшение износа, отвода тепла, снижений шума и вибраций.

В конических редукторах зубья конического колеса или шестерни должны быть полностью погружен в маслянистую ванну.

При загрязнение масла сливают через сливное отверстие, закрываемой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

10. Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи.

Толщина стенок корпуса и крышки

принимаем Толщина фланцев корпуса и крышки

Толщина нижнего поля корпуса при наличии бобышек:

Диаметры винтов:

,

11. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. 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

При выполнении курсового проекта по "Деталям машин" были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г.,

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г.

4. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г.

5. Темиртасов О. Т., Проектирование электромеханического привода машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов по ДМ и ОК. - СГУ имени Шакарима-Семипалатинск 2001г.

6. Снесарев Г.А. Конструирование редукторов. Методические рекомендации по технической механике. Выпуск 6-М.: Высшая школа, 1982 г.

7. Иванов М.Н. Детали машин.-М. Высшая школа, 1998г.

8. Решетов Д. Н. Детали машин.-М.Машиностроение, 1989г.

9. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение.

10. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г.

Размещено на Allbest.ru