Редуктор цилиндрический одноступенчатый косозубый

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1.Исходные данные

2.Выбор электродвигателя

3.Кинематический расчет двигателя

4.Силовой расчет двигателя

5.Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

6.Нагрузки валов и силовая схема нагрузки валов редуктора

7.Проектный расчет валов

8.Конструирование зубчатых колес

9.Конструирование корпуса и крышки цилиндрического редуктора

10.Эскизная компоновка редуктора

11.Подбор механических муфт

12.Подбор шпонок и расчет их на прочность

13.Уточненный расчет валов

14.Выбор смазочного материала

Вывод

Список литературы

Введение

редуктор косозубый цилиндрический конструирование

Сведения о редукторах:

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые, закрытые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

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

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

1. по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные).

2. по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.).

3. по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо- цилинрические).

4. по относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

5. по особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Цель работы: научится рассчитывать и конструировать одноступенчатый цилиндрический редуктор.

1.Исходные данные

Спроектировать механический привод рабочей машины:

1. Мощность на валу рабочей машины = 2.65(КВт)

2. Частота вращения вала рабочей машины n=230 об/мин

3. Схема № 1 (косозубая передача)

Условие работы привода: режим работы привода постоянный, нагрузка постоянная, срок службы неограничен т.е предназначен для длительной работы, передача не реверсивная, температура окружающего воздуха от +10-30

Кинематическая схема редуктора

1 - электродвигатель; 2 - муфта; 3 - редуктор; 4 - конвейер;

2.Выбор электродвигателя

Выбираем механический КПД всего привода

где - КПД, учитывающий потерю в муфте

- КПД, учитывающий потери в закрытой цилиндрической передаче

- КПД, учитывающий потерю подшипников качения в опорах барабана вала

Расчётная мощность электродвигателя на ведущем валу редуктора.

Номинальная мощность электродвигателя

Принимаем асинхронный двигатель серии АИР (1, стр.417, табл.24.9)

N= 1000 об/мин, с учетом потерь двигателя равно 950

Уточнённое передаточное число редуктора

По стандарту принимаем u=4,5

3.Кинематический силовой расчёт двигателя

Определяем число оборотов и условную скорость на каждом валу привода:

где u - передаточное отношение от первого до n-го вала.

Число оборотов на ведущем валу = 950 об/мин

- скорость на ведущем валу

Число оборотов на ведомом валу:

- скорость на ведомом валу:

4.Силовой расчёт привода

Определяем на каждом валу двигателя номинальный вращающий момент без учета сил трения

Т - крутящий момент

Определяем вращающий момент на ведущем валу редуктора:

Определяем вращающий момент на ведомом валу:

5. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Передача закрытая, цилиндрическая косозубая.

Выбор материала, термообработка, твердость зубчатой пары, их механические свойства (приведены в таблице 1).

Таблица 1. Материал, термообработка, твердость и механические свойства.

	Шестерня	Колесо
Материал Термообработка Твердость поверхности зубьев Механические свойства	Сталь 45 Улучшение НВ 230 =780 МПа; =440 МПа	Сталь 45 Улучшение НВ 200 =690 МПа; =340 МПа

Сталь 45 выбираем, так как она конструкционная и обладает необходимыми физическими и химическими свойствами.

Определение допускаемых напряжений:

Допускаемые контактные напряжения



где - предел контактной выносливости (2, табл.3,2 стр.34) для сталей с НВ > 350 = 2НВ + 70

- коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации = 1

- коэффициент безопасности (1,стр.33)

= 1,15

Шестерня:

Колесо:

Среднее допускаемое контактное напряжение (2, табл.3.10, стр.35)

= 391,3 МПа

Проверяем выполнения условия:

, где = 408,6 МПа

Условие соблюдается.

Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

(1; стр. 43)

Где - предел выносливости колеса (2;табл. 3,9; стр. 44)

= 1,8 НВ при твердости НВ <350

- коэффициент запаса прочности зубчатых колес

(2;табл. 3,9; стр. 44)

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

236,57 МПа

Для колеса:

205,7 МПа

Расчёт межосевого расстояния.

Считаем межосевое расстояние

(2; стр.32)

где для косозубых и шевронных передач;

=1,1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (2, табл. 3,1, стр. 32)

- коэффициент ширины венца, для косозубых колес принимаем (2, стр. 36)

по ГОСТ 2185 - 66, принимаем a_w =112 мм.

Геометрический расчет зубчатой передачи. Выбор типа передачи.

Принимаем тип передачи без смещения зуборезного инструмента относительно оси нарезаемого колеса - нормальное зацепление

Х-смещение Х=0

П - полюс зацепления Х=mЧХ

m -- модуль зацепления

Х=0 коэффициент смещения зуборезного инструмента

X=mЧ0=0 - величина смещения нормального зацепления

Минимальное количество зубьев нормального колеса, нарезаемого без смещения в цилиндрических косозубых передачах.

,

где - угол наклона зуба к оси

Определяем нормальный модуль зацепления:

принимаем по стандарту m = 2 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем предварительно угол наклона зубьев к оси колеса имеем

Шестерня:

Принимаем целое число, но большее минимального

Колеса:

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Определяем фактическое передаточное число:



Отклонение должно быть меньше 4,5%

Основные геометрические размеры шестерни и колеса (см. рис 2)

Рис. 2 Размеры зацепления

Диаметр делительных окружностей:

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

Для расчета принята эвольвентное нормальное зацепление без смещения с углом профиля зубьев б=20 стандартный угол.

Размеры зуба выражены в долях модуля:

- высота головки зуба

- высота ножки зуба

- высота зуба

ширина колеса:

ширина шестерни:

Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи на контактную прочность рабочих поверхностей зуба.

Сила давления на зуб колеса:

F_n- вызывает 2 деформации:

1) Смятие поверхности зуба

2) Общий изгиб зуба

Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:

то назначаем 8 степень точности передачи, источник (2, стр. 32)

Определяем уточненный коэффициент нагрузки передачи:

где

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (2, табл.34,стр. 39)

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса (2,табл.3.5, стр. 39)

- коэффициент динамической нагрузки (2,табл.3.6,стр. 40)

Найденные данные подставляем в формулу, получаем результат:

Проверка прочности зубьев по контактному напряжению

- условие прочности зубьев по контактному напряжению

проверка:

Если расчетное напряжение меньше допускаемого в пределах 15-20% или _Н больше в пределах 5%; то ранее принятые параметры передачи принимаются за окончательные в противном случае необходим перерасчет.

Силы действующие в зацепление (см. рис 3)

Рис. 3 Силы зацепления

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Под действием этих сил валы испытывают сложную деформацию - изгиб с кручением.

Расчет закрытой цилиндрической передачи на прочность при изгибе

- условие прочности зубьев на изгиб,

Коэффициент нагрузки при изгибе зубьев

,

где

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса (2,таб.3.7, стр. 43)

-коэффициент динамической нагрузки (1,таб.3.8,стр. 43)

Коэффициент, учитывающий форму зуба Y_F, зависит от эквивалентного числа зубьев

эквивалентное число зубьев

у шестерни:

у колеса:

Выбор коэффициент формы зуба (2,стр. 42)

шестерни

колесо

Коэффициент компенсации погрешности:

Коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями:

где

- коэффициент точности торцевого перекрытия

n=8 - степень точности

Проверка прочности зубьев на изгиб:

Шестерни:

условия соблюдены

Колесо:

условия соблюдены

Таблица 2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значения	Параметр	Значения
Межосевое расстояние aw	112	Угол наклона зубьев,, град
Модуль зацепления mn, мм	2	Диаметр делительной окружности, мм Шестерни d1 Колеса d2	40.65 182.92
Ширина зубчатого венца, мм Шестерни b1 Колеса b2	50 45	Диаметр окружности вершин, мм Шестерни da1 Колеса da2	44.65 186.92
Число зубьев Шестерни Колесе	20 90	Диаметр окружности впадин, мм Шестерни df1 Колеса df2	35.65 177.92
Тип передачи	Без смещения
Проверочный расчет	Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения , МПа	391.3	398.9
Напряжения изгиба, МПа		236.57	62.61
		205.7	62.61
Параметры	Единицы измерения	Обозначения	Численные значения
1	2	3	4
1.Мощность на ведущем валу	кВт	P1	2.7
2.Вращающий момент номинальный · на ведущем валу (быстроходный) · на ведомом (тихоходном) валу	Нм Нм	T1 T2	28.98 130.41
3.Частота вращения валов · ведущего · ведомого	мин-1 мин-1	n1 n2	950 211
4.Межосевое расстояние	мм	aw	112
5.Число зубьев · шестерни · колеса		z1 z2	20 90
6.Передаточное число( стандартное)		u	4,5
7.Модуль зацепления нормальный (стандартный )	мм	mn	2
8.Тип передачи (вид зацепления)	Без смещения X-0
9.Тип передачи
10.Угол наклона зубьев к оси колеса	град
11.Направление наклона зубьев · колеса · шестерни
12.Делительные диаметры · колёса · шестерни	мм мм	d1 d2	40,65 182,92
13.Степень точности передачи	8B
14.Ширина зубчатого венца · шестерни · колёса	мм мм	b1 b2	45 50
15.Сила действующая на зацепление · окружность · радиальная · осевая	H H H	Ft1=Ft2 Fr1=Fr2 Fa1=Fa2	1420.85 525.29 250.06

6. Нагрузки валов и силовая схема нагрузки валов редуктора

Валы работают на сложное сопротивление изгиб, кручение.

Цель силовой схемы - определить направления действия сил в зацеплении, реакции опор валов, направление угловых скоростей.

Проектирование ведется в два этапа:

1. Предварительный расчет вала на кручение, проектный расчет

2. Уточненный расчет (окончательный)

7. Проектный расчёт валов

Конструирование валов:

Проектирование валов производим в два этапа:

1. Предварительный (приближенный) расчет вала на кручение, проектный расчет (подбор сечения).

2. Уточненный (окончательный) расчет валов на прочность, на совместное действие изгиба и кручение, проверочный расчет по коэффициенту запаса прочности.

7.1 Предварительный расчет валов на кручение

Цель расчета: Определить диаметр выходного конца вала. Остальные диаметры ступеней вала назначаются конструктивно. Ведущего вала:

Сечение вала

7.1.1Ведущий вал (см. рис.4)

Рис. 4 Ведущий вал

- условие прочности,

где - допускаемое напряжение на кручение для стали-40, 45, принимаем от 15 до 20 МПа

Определяем диаметр выходного конца вала:

,где: М_к=Т₁

Принимаем d_b1 =20мм (3,таб.24.1,стр.410)

Диаметры остальных ступеней назначаем конструктивно диаметр под уплотнение -

d_у1

длина под уплотнение - l_у1



диаметр под подшипник - d_п

выбираем подшипник №206 (1,таб.24.10,стр.417)

7.1.2 Ведомый вал (см. рис.5)

Рис. 5 Ведомый вал

Имеет 4-е ступени под муфту, уплотнение, зубчатое колесо:

принимаем d_b2 = 34 мм

Под подшипник:

выбираем подшипник №208 (1,таб.24.10,стр.417)

диаметр вала под колесо:

диаметр бурта

длина бурта

Диаметры и длины валов будут уточнены в результате конструирования детали редуктора при его эскизной компоновки.

8. Конструирование зубчатых колёс

8.1 Вал - шестерня изготавливается как единая деталь, если X 2.5

X - коэффициент смещения X = 0(1, стр. 234, рис.107 а) (1, стр. 231, рис102 а)

8.2 Вал - колесо

Диаметр ступицы

Длина ступицы:

-толщина обода цилиндрических колес

- принимаем не менее 8мм

толщина диска колес:

Рис.6 Зубчатое колесо

9. Конструирование корпуса и крышки цилиндрического редуктора

9.1 Корпус и крышка редуктора изготовлены литьем из СЧ; СЧ15 ГОСТ-1412-85

Толщина стенки корпуса редуктора:

принимаем 10мм

Толщина стенки крышки редуктора:

принимаем

9.2 Диаметры болтов для фланцев:

Таблица 3 Диаметры болтов

Межосевое расстояние	d1 , мм	d2, мм	d3, мм	d4, мм
	М14	М12	М10	М6

Принимаем диаметры болтов согласно (3,стр.219 )

d₁ - диаметр болта для крепления корпуса с рамой.

d₂ - диаметр болта для крепления крышки к корпусу в зоне подшипниковых узлов.

d₃ - для соединения корпуса и крышки.

d₄ - диаметр винта для крышки под отдушину.

10. Эскизная компановка редуктора

По эскизной компоновки определяют расстояние между опорами вала, т.е. устанавливают длину валов, выбирают подшипники качения и типовые установки их на вал и корпус. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса:

Принимаем зазор от окружности колеса до внутренней стенки корпуса:

принимаем 10мм

Выход вала за корпус:

Выход тихоходного вала:

Предварительный выбор подшипников качения.

Предварительный выбор подшипника качения ГОСТ 8338-75

Таблица 4

Вал	Размеры. мм.
	ГОСТ 8338-75	D	B	(градусы)	d
Ведущий	206	62	16	0	30
Ведомый	208	80	19	0	40

Определяем расстояние между середины подшипников и середины колеса на ведущем валу :

Ведомый (тихоходный):

Схема реакций опор ведущего вала

Дано:

Реакция опор ведущего вала Горизонтальная координатная плоскость XCZ



Вертикальная координатная плоскость YCZ

Суммарные реакции:

, значит более нагруженная опора

Схема реакций пор ведомого вала

Дано:

Реакция опор ведомого вала

Горизонтальная координатная плоскость XAZ

Вертикальная координатная плоскость YAZ

Суммарные реакции:

, значит более нагруженная опора

Проверка долговечности подшипников

Выбираем подшипники качения по динамической загруженности при постоянном режиме нагружения.

Ведущий (быстроходный) вал. Подшипник выбираем по наиболее нагруженной опоре.

Динамическая грузоподъёмность .

Статическая грузоподъёмность

А) Коэффициенты характеризующие условие работы подшипников. К_Т = 1 (1, табл. 9.20, стр. 214) К_Б-коэффициент безопасности К_Б=1 (1, табл. 9.19, стр. 214). 1) Коэффициент вращения, у=1 т.к. вращается внутри подшипника.

Б) Коэффициенты осевой и радиальной нагрузки X и Y определяется отношением:

В) Эквивалентная нагрузка подшипника

Г) Расчётная долговечность подшипника

Условия прочности будет соблюдаться, в случае если долговечность подшипника больше, чем долговечность зубчатых редукторов, предусмотренная ГОСТом

Ведомый (тихоходный) вал. Подшипник выбираем по наиболее нагруженной опоре.

Динамическая грузоподъёмность .

Статическая грузоподъёмность

А) Коэффициенты характеризующие условие работы подшипников.

К_Т = 1 (2, табл. 9.20, стр. 214)

К_Б-коэффициент безопасности

К_Б=1 (2, табл. 9.19, стр. 214).

1) Коэффициент вращения, у=1 т.к. вращается внутри подшипника.

Б) Коэффициенты осевой и радиальной нагрузки X и Y определяется отношением:

В) Эквивалентная нагрузка подшипника

Г) Расчётная долговечность подшипника

Условия прочности будет соблюдаться, в случае если долговечность подшипника больше, чем долговечность зубчатых редукторов, предусмотренная ГОСТом

11. Подбор механических муфт

Вращающие моменты передаваемые муфтами

Силовая схема работы муфт

- номинальный, наиболее длительно действующий момент Hм.

Основной характеристикой любой механической муфты является допускаемый вращающий момент [T] (2 таб. 11,4 стр. 274)

Стандартные муфты выбираются по диаметру вала и по величине расчетного момента

проверочный расчёт , где: K= 1,25…1,5 - коэффициент режима работы муфты при спокойной нагрузке.

По расчётным моментам выбираем муфту МУВП - втулочно-пальцевой муфта.

Таблица 5

Параметры	Ведущий вал	Ведомый вал
1.Тип муфты I c цилиндрическими отверстиями под выходной вал.
2. Диаметры выходных концов валов	20	32
3. Допускаемый момент [T] Н*м	64	250
А 4. Длинна ступицы муфты	50	80
5. Материал полумуфт Сталь 45

12. Подбор шпонок и расчёт их на прочность

Размер стандартных шпонок и пазов для них выбирают по критерию работоспособности - прочности на смятие (смотр. Рис. 6).

Проверка напряжений смятие:

Т- вращающий момент передаваемый валом, т.е. шпоночным соединением

d- Диаметр шпонки, мм

h - Высота шпонки, мм

b - Ширина шпонки, мм

- глубина паза вала, мм

- рабочая длинна шпонки, мм

У стандартных призматических шпонок размеры b и h подобраны так, чтобы ограничить напряжение смятия, а не среза, поэтому b и h сразу не допускают.

Рис. 6 Размеры шпонки

Подбор шпонки для соединения колеса с валом. Для лучшей работы шпоночного соединения колеса на вал устанавливается с натягом. Исходные данные:

длинна ступицы. Материал шпонки Сталь 45, нормализованная . Тип шпонки - призматическая со скругленными торцами.

А) Размеры шпонки выбираем по диаметру вала

Б) проверка прочности шпонки на смятие под колесом.

В) Выходной конец ведомого вала.

Г) Выходной конец ведущего вала

13. Уточнённый расчёт валов на выносливость

Основном критерием работоспособности валов является усталостная прочность материала, расчёт валов ведётся на сложное сопротивление совершающего действие изгиба и кручения.

Цель расчёта - определить расчётное напряжение и коэффициенты запаса прочности в опасных вала и сравнить их с допустимыми усилиями прочности по коэффициенту запаса прочности, где

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

- коэффициент запаса прочности по касательным

- дополнительный коэффициент запаса прочности(1;стр.162).

Ведомый вал является по сравнению с ведущим более нагруженным в u=4.5 раз.

Исходным данные: нагрузка на вал длительного действия, циклическая не менее 104(миллионов циклов) на весь срок службы валы. Материал вала Ст 45 ГОСТ 1050-88 (2 табл. 3.3;стр.34 ), термообработка нормализуются НВ 190 при диаметре заглушки до 100мм, - предел прочности, - предел текучести.

Предел выносливости для материала при симметричном цикле и кручения

A) Определяем изгибающие моменты: Горизонтальная координатная плоскость сумма моментов правых внешних сил.

так как плечо = 0

Вертикальная координатная плоскость YCZ.

так как плечо = 0

В выбранном масштабе 10мм=10Н строим эпюры



Суммарный изгиб моментов вала. Б) Определяем крутящий момент - передача крутящего момента происходит вдоль вала до середины ступицы колеса

По форме вала эпюры устанавливаем опасные сечения. В которых имеется концентраторы напряжений, снижающие прочность вала.

Установлен в этих сечениях вид деформации, на которую работает вал и выбираем форму для расчёта запаса прочности.

Расчёт вала на усталостную прочность считаем сечение А-А вал в этом сечении работает на изгиб с кручением изменяется по симметричному циклу, а - по пульсирующему циклу. Момент сопротивления сечения вала деформации изгиба при

А) Осевой момент сопротивления сечения

Б) Полярный момент сопротивления.

В) Амплитуда цикла нормальных напряжений при изгибе при симметричном цикле.

Г) Амплитуда и среднее направление цикла касательных напряжений при кручении.

Коэффициенты учитывающие снижение прочности вала

Д) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям при симметричном цикле при

Ж) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям при кручении, при

З) Общий расчётный коэффициента запаса прочности

14. Выбор смазочного материала

Для смазывания передач широко применяют картерную систему смазки. В корпус или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колеса были в него погружены на 1/3. Колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивание его внутри корпуса взвесь, откуда стекает в нижнюю его часть, внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

По всем показателям выбираем масло по 28 (1 таб. 11,2 стр. 173) Выбираем масло для зубчатых передач при t=40C И-Г-А-32 (1 таб. 11,2 стр. 173)

Манжетное уплотнение применяется при смазывании подшипников жидким маслом и при окружной скорости вала до 20 м/с.

Манжета состоит:

1)Корпус

2)Каркас

3)Браслетная пружина

4)Дополнительная рабочая кромка

Манжеты устанавливают открытой стороной внутрь корпуса

Вывод

Выбран двигатель АИР 112/950. Сконструирован редуктор со следующими параметрами:

-Межосевое расстояние a_w=112мм

-Передаточное число u=4.5

-Вращающий момент на выходном валу T₂=130.41Нм

Список литературы:

1. Дунаев П.Ф. .. Леликов П.. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 2001

2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. М.: машиностроение 1988,416с.

3. Шейнблитт А.Е. Курсовое проектирование. Деталей машин. М.: Высшая школа, 1991

Размещено на Allbest.ru