Проектирование одноступенчатого редуктора

The basic task of the course project on details of machines is the development of a general design of a drive, which includes obligatory development of all questions, which decision is necessary for an embodiment of the basic circuit in a real design, rule of designing, and registration of the equipment design are determined by the standards SEV and ESKD. Beginning to designing, it is necessary to remember:

In the rated part included:

the geometry and kinematics of toothed transmission;

the choice and calculation of elements transmissions;

the calculation on the stability, crusher, cut and endurance;

the choice and calculation of carving fastening connection.

In the graphic part included:

the rough arrangement of reductor;

the assembly drawing of reductor.

The given course work contains of 26 pages, 6 figures and 1 table.

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Коническая передача позволяет разместить привод вдоль цепи конвейера, что обеспечивает компактность и уменьшенные габариты в целом.

Кинематический расчет привода

Рис. 1. Кинематическая схема привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором: 1 - электродвигатель; 2 - упругая муфта; 3 - ведущий вал; 4 - ведомый вал.

1. Коэффициенты полезного действия (с учетом потерь на трение в подшипниках) по табл. 2.1 [3]:

Подшипника качения:

Зубчатой передачи при заданной 7-й степени точности:

Муфты:

Коэффициент полезного действия привода:

2. Частота вращения колеса:

3. Угловая скорость вращения и вращающий момент двигателя:

4. Мощность и вращающий момент входного вала:

5. Угловая скорость вращения и вращающий момент выходного вала:

;

.

6. Выбор материалов колес и назначение твердости зубьев для шестерни выбрал термообработку - объемная закалка с твердостью , а для колеса термообработку - улучшение с твердостью

Принята сталь 40Х для шестерни. Для колеса сталь 45 ГОСТ 1050-88.

7. Определение допускаемых контактных напряжений:

- предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов (при объемной закалке) и (при улучшении) перемены напряжений, - коэффициент безопасности при объемной закалке для неоднородной структуры зубьев.

Расчетный ресурс работы (число циклов) определен по формуле , где Lh - заданный ресурс работы:

Т.к. то коэффициенты долговечности

Пределы контактной выносливости зубьев:

шестерни

колеса

Для материала шестерни

и колеса:

Допускаемое контактное напряжение передачи (с учетом прямой линии зубьев):

.

8. Допускаемые напряжения изгиба:

- предел изгибной выносливости активных поверхностей зубьев, для шестерни коэффициент безопасности , так как способ получения заготовки шестерни выбран ковка, а для колеса, в связи с тем, что выбрано литье . Принят не реверсивный режим нагружения, поэтому

.

Расчетное число циклов определено по формуле , где Lh - заданный ресурс работы:

;

.

Т.к. то коэффициент долговечности

Пределы изгибной выносливости зубьев: шестерни

Колеса

Для материала шестерни и колеса:

.

Расчет зубчатой передачи

1. Определение межосевого расстояния передачи:

Из ряда стандартных значений межосевого расстояния принимаем .

2. Определение ширины венца зубчатого колеса:

(округляется в соответствии с рядом Ra40)

ширина венца шестерни:

(округляется в соответствии с рядом Ra40)

делительные диаметры:

3. Определение нормального модуля зацепления:

m=(0,016 …0,032). aw=(0,016…0,032).180=(2.88…5.76) мм.

Принимаем значение модуля по ГОСТу: m=4 мм.

4. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

Предварительно примем угол наклона зубьев ,

.

Число зубьев шестерни не должно быть меньше Zmin, исключающего подрезание ножки зуба: Zmin=. Т. к. 20>17 - условие выполняется.

5. Определение фактического передаточного числа:

Отклонений от ранее принятого, стандартного значения не должны превышать 4%.

6. Определение делительных диаметров:

-шестерни:

-колеса:

диаметры вершин зубьев:

-шестерни:

-колеса:

диаметры впадин зубьев:

-шестерни:

-колеса:

.

Проверим значение межосевого расстояния по делительным диаметрам:

7. Определение окружной скорости в зацеплении:

8. Определение сил действующих в зацеплении:

-окружные силы:

-радиальные силы:

осевые силы:

редуктор подшипник вал шпоночный

9. Расчет на контактную прочность рабочей поверхности зубьев передачи:

Вычисление коэффициента нагрузки:

, где

Определение расчетного контактного напряжения:

, где

Перегрузка по контактным напряжениям составляет

Фактические контактные напряжения могут превышать допускаемые не более чем на 5 %. Недогрузка по контактным напряжениям не может превышать 1012 %.

10. Проверочный расчет зубьев колеса на изгибную прочность:

Вычисление коэффициента нагрузки:

, где

Проверка шестерни и колеса на изгибную прочность:

-колеса:

-шестерни:

Основные параметры проектируемой зубчатой передачи цилиндрического редуктора.

Таблица 1

Эскизная компоновка

Ведущий вал. Определение диаметра выступающего конца ведущего вала по формуле:

По ГОСТ 6636-69 принято стандартное значение =45 мм Данное значение диаметра согласуется с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведущий вал редуктора соединяется при помощи муфты с валом двигателя.

Приняты предварительно размеры отдельных участков валов:

Принят диаметр вала под подшипник =55 мм, что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.

Предварительно для опор вала приняты роликовые радиальные однорядные подшипники легкой серии 32211 табл. 24.13 [4]: d=55 мм, D=100 мм, кН, В=21 мм.

Выполняется эскизная компоновка вала и составляется расчетная схема.

Расчет для построения эпюр от консольной нагрузки , вызываемой муфтой.

Неуравновешенное усилие от муфты:

- дополнительная поперечная нагрузка от несоосности соединительной муфты.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил.

l1=48 мм; l2=48 мм; l3=96 мм.

Рис. 2. Расчетная схема ведущего вала

Вертикальная плоскость XOY:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОY:

.

Горизонтальная плоскость XOZ:.

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОZ:

.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведущего вала

1. Суммарных реакций в подшипниках

2. Приведенная динамическая нагрузка на опоры А и В:

мах{3390;1320)=3390 Н.

3. Расчетный срок службы подшипника:

часов > 30000 часов.

Расчетный срок службы подшипника удовлетворяет значению ресурса работы редуктора.

Ведомый вал. Определение диаметра выступающего конца ведомого вала по формуле:

По ГОСТ 6636-69 принято стандартное значение =60 мм и . Полученное значение диаметра согласуется с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведомый вал редуктора соединяется при помощи муфты с приводным валом конвейера.

Предварительно размеры отдельных участков валов:

Принят диаметр вала под подшипник =75 мм, что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.

Диаметр участка вала между выступающим концом и посадочным местом под подшипник принят равный ширине подшипника.

Принят диаметр вала под ступицей на колесе

Назначен диаметр ступицы колеса

Принята длина ступицы колеса .

Предварительно для опор вала приняты роликовые радиальные однорядные подшипники легкой серии 32215 табл. 24.10 [4]: d=75 мм, D=130 мм, кН, В=25 мм.

Принят материал вала сталь 20Х, легированная. По табл. 7,1 [3]:

.

термообработка улучшение.

Определение консольной силы:

, Н.

- дополнительная поперечная нагрузка от несоосности соединительной муфты.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил:

l4=50 мм; l5=50 мм; l6=102 мм.

Рис.4. Расчетная схема ведомого вала

Вертикальная плоскость XOY:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОY:

.

Горизонтальная плоскость XOZ:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОZ:

.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведомого вала

1. Определение суммарных реакций в подшипниках

2. Приведенная динамическая нагрузка на опоры C и D:

мах{4685;3785}=4685 Н.

3. Расчетный срок службы подшипника:

часов > 30000 часов.

Расчетный срок службы подшипника удовлетворяет значению ресурса работы редуктора.

Моменты по оси Z:

Участок :

Участок :

Моменты по оси Y:

Участок :

Участок :

Участок :

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент

Рис.5. Расчетная схема, эпюры изгибающих и крутящего моментов выходного вала

Опасным сечением является сечение под подшипником D.

Статическая и усталостная прочность ведомого вала

1. Расчетные напряжения изгиба и кручения при напресовке колеса на вал (с учетом пускового момента):

соответственно осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения, коэффициент пусковых и перегрузочных моментов (ГОСТ 10523-74);

2. Эквивалентное напряжение и расчетный запас статической прочности в опасном сечении:

т.е. статическая прочность вала в опасном сечении обеспечивается.

3. Расчет вала на усталостную прочность (на выносливость):

Расчетный запас выносливости только по нормальным напряжениям:

Расчетный запас выносливости только по касательным напряжениям:

среднее напряжение цикла изгиба;

соответственно среднее напряжение цикла и амплитуда цикла кручения.

,

где - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы. Принято по табл. 8.20 [3]; - коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 8.18 [3]; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Общий расчетный запас выносливости:

.

Вывод: усталостная прочность (выносливость) вала в опасном сечении обеспечивается.

Фактор концентрации - напресовка подшипника на вал.

Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения

Расчет шпоночных соединений

Для крепления колеса на ведомый вал принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=80 мм, b=22 мм, h=14 мм, t1=9 мм, t2=5.4 мм, l=45 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведущем валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=45 мм, b=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм, t2=3,8 мм, l=80 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведомом валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=60 мм, b=18 мм, h=11 мм, t1=7 мм, t2=4.4 мм, l=100 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Конструирование корпуса редуктора

Ориентировочные размеры основных элементов литого корпуса цилиндрического редуктора и его крепёжных деталей:

1.Толщина стенки корпуса редуктора:

мм.

Принята минимально-допустимая толщина стенки корпуса 8 мм.

2.Толщина стенки крышки редуктора:

мм.

Принята минимально-допустимая толщина стенки крышки 8 мм.

3. Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

b = 1,5·д = 1,5*8 = 12 мм.

Принимаем толщину верхнего пояса фланца корпуса 12 мм.

4. Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

b = 1,5·д = 1,5*8 = 12 мм.

Принимаем толщину верхнего пояса фланца корпуса 12 мм.

5.Толщина фланца крышки:

b1 = 1,5*д1 = 1,5·8 = 12 мм.

6.Толщина подъемных крюков крышки:

m = 1,5*д = 12 мм.

7.Диаметр рамных болтов:

d1 = (0,03…0,036)·аw + 12 = 0,03·180 + 12 =17.4 (мм).

Принят d1 =18 мм.

8.Диаметр болтов у подшипников:

d2 = (0,7…0,75)·d1 = 0,75*18 =12.6 (мм).

Принят d2 =14 мм.

9.Диаметр болтов, соединяющие фланцы:

d3 = (0,5…0,6)·d1 = 0,6·18 =10.8 (мм).

Принят d3 =12 мм

10.Диаметр штифта для центрирования крышки:

dш = d3 = 12 (мм).

11.Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее

А = 1,2· д = 1,2·8 = 10 мм..

12.Выбор сорта масла:

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл.8.8. [1] установлена вязкость масла в зависимости от средней скорости Vm=12.1 м/с. Вязкость должна быть . По табл.8.10 [Анурьев] принято масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20799-75.

Необходимый объем масла 18 л (из расчета 0,4-0,6 л на 1 кВт).

Подшипники смазываются пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смазки выбран по табл.7.15. [1] - солидол марки УС-2.

Заключение

В данном курсовом проекте произведен кинематический расчёт передачи, выбран материал зубчатых колес и определены допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Определены основные параметры передачи, исходя из критерия контактной выносливости; проверка выполнена по нормальным и касательным напряжениям.

Рассчитана геометрия передачи, определена окружная скорость в зацеплении, усилия, действующие в зацеплении.

Определен диаметр валов, ориентировочно намечены установки на валах подшипники качения, выполнена эскизная компоновка выходного вала.

Рассчитан на прочность и выносливость выходной вал редуктора. Необходимый расчет масла, заливаемого в редуктор, определен исходя из передаваемой мощности из расчета 0,4-0,6 л на 1кВт.

Определен ресурс выбранных ранее подшипников. Произведен расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.

Список использованной литературы

1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.

2. Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1979. - 367с.

3. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2001. - 560с.

4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1985 - 415 с.

Размещено на Allbest.ru