Циліндрична прямозуба передача редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

Житомирський автомобільно-дорожній коледж

Пояснювальна записка до курсової роботи

ЦИЛІНДРИЧНА ПРЯМОЗУБА ПЕРЕДАЧА РЕДУКТОРА

Група 3Р-952

Керівник - Р.А. Довгань

Розробив - І.О. Ільїн

2012

ЗМІСТ

Вступ

1 Кінематична схема редуктора

2 Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

3 Розрахунок зубчастої передачі редуктора

4 Проектний розрахунок валів

5 Розрахункова схема валів редуктора. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів

6 Перевірочний розрахунок підшипників

7 Конструктивна компоновка приводу

8 Перевірочні розрахунки

10 Складання силової пари редуктора

Література

ВСТУП

Редуктор -- механізм, що знижує кутову швидкість в приводах від двигуна до робочої машини. При конструюванні редукторів перевагу надають зубчастим передачам.

В зубчастій передачі рух передається за допомогою зачеплення пари зубчастих коліс. Менше зубчасте колесо прийнято називати шестернею, а більше -- колесом. Зубчасті передачі -- самий розповсюджений вид механічних передач, так як можуть надійно передавати потужності від долей до десятків тисяч кіловатт при колових швидкостях до 275 м/с.

До переваг зубчастих передач слід віднести наступне:

1) висока надійність роботи в широкому діапазоні навантажень і швидкостей;

2) малі габарити;

3) велика довговічність;

4) високий коефіцієнт корисної дії;

5) порівняно малі навантаження на вали і підшипники;

6) постійність передаточного числа;

7) простота обслуговування.

До недоліків зубчастих передач відноситься:

1) відносно високі вимоги до точності виготовлення і монтажу;

2) шум при великих швидкостях.

Найбільш розповсюдженими зубчастими передачами є циліндричні. Серед них слід виділити передачі з прямими, косими і шевронними зубами.

Одними з розповсюджених є конічні передачі. Конічні зубчасті колеса використовують в передачах, коли вісі перетинаються під кутом У (див. рисунок нижче). Найбільше розповсюдження мають передачі з кутом У = 90є.Конічні передачі бувають з прямими, круговими і рідше шевронними зубами.

Прямозубі передачі рекомендується використовувати при колових швидкостях до 3м/с.

Конічні колеса з круговими зубами в порівнянні з прямозубими володіють більшою несучою здатністю, працюють плавно і з меншим шумом. Спряжені колеса з круговим зубом мають протилежні напрямки ліній зубів -- правий і лівий, якщо дивитися зі сторони вершини конуса. Шестерні виконують з правим зубом, а колеса -- з лівим.

В конічних передачах шестерня розташовується консольно, при цьому внаслідок меншої жорсткості консольного вала і деформації підшипників (особливо кулькових) збільшується нерівномірність розподілення навантаження по довжині зуба. З цієї причини конічні колеса в порівнянні з циліндричними працюють з великим шумом. Підшипники вала шестерні розташовуються в стакані для забезпечення можливості осьового регулювання зачеплення коліс при складанні.

Рис.1 -- Схеми конічних передач

1 КІНЕМАТИЧНА СХЕМА РЕДУКТОРА

Размещено на http://www.allbest.ru/

1 -- двигун

2 -- муфта

3 -- закритий одноступеневий прямозубий редуктор

Робота схеми протікає наступним чином: обертання від двигуна 1 через наівмуфтум 2 передається на швидкохідний вал редуктора. Далі зусилля перетворюється парою циліндричних прямозубих шестерень і передається на тихохідний (вихідний) вал редуктора.

2 ВИБІР ДВИГУНА. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ

Визначення потужності і частоти обертання вала двигуна

Визначення загального коефіцієнта корисної дії

(2.1)

де зР = 0,96 -- коефіцієнт корисної дії закритої прямозубої циліндричної передачі [2, с. 41];

зМ = 0,98 -- коефіцієнт корисної дії муфти [2, с. 41];

зПК = 0,992 -- коефіцієнт корисної дії пари підшипників [2, с. 41];

n = 2 -- кількість пар підшипників.

Визначення потрібної потужності на валу електродвигуна

(2.2)

де Ртих = 3,6кВт -- потужність на валу робочої машини (див. завдання).

Вибір електродвигуна

Прийнято читири електродвигуна з номінальною потужністю РДВ = 4кВт, які мають відповідно синхронну частоту обертання вала двигуна 3000, 1500, 1000 і 750 об/хв. Характеристики всіх електродвигунів зводимо в табл. 2.1.

Таблиця 2.1 -- Характеристика електродвигунів

Варіант	Тип двигуна	Номінальна потужність двигуна Рном, кВт	Частота обертання вала двигуна nдв, об/хв.
			синхронна	номінальна
1	4АМ100S2У3	4	3000	2880
2	4АМ100L4У3	4	1500	1430
3	4АМ112MB6У3	4	1000	950
4	4АМ132S8У3	4	750	720

Визначення передаточного числа редуктора

Визначення передаточних чисел редуктора для двигуна №1

(2.3)

Для інших двигунів розрахунок аналогічний, а результати розрахунків зведені в табл.2.2

Таблиця 2.2 -- Передаточні числа редуктора

Варіант	Номінальна частота обертання двигуна nном, об/хв.	Частота обертання вала робочої машини nтих, об/хв.	Передаточне число приводу uр
1	2880	406	7,09
2	1430	406	3,52
3	950	406	2,34
4	720	406	1,77

З отриманих значень передаточних чисел редуктора найбільш доцільним є перший варіант (UР = 7,09), оскільки лише в даному варіанті передаточне число редуктора найближче відповідає стандартному значенню.

Таким чином для приводу вибрано електродвигун 4АМ100S2У3 з Рдв = 4 кВт, nном = 2880 об/хв., а передаточне число прийнято стандартним UР = 7,1.

Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Розрахунок потужності:

- на валу двигуна:

- на швидкохідному валу редуктора:

(2.4)

- на тихохідному валу редуктора:

(2.5)

Визначення частоти обертання:

- вала двигуна і швидкохідного вала редуктора:

- тихохідного вала:

(2.6)

Визначення кутової швидкості

- вала двигуна і швидкохідного вала редуктора:

(2.7)

- тихохідного вала редуктора:

(2.8)

Розрахунок крутного моменту:

- на валу двигуна:

(2.9)

- на швидкохідному валу:

 (2.10)

- на тихохідному валу:

(2.11)

Результати розрахунків силових і кінематичних параметрів приводу зведені в табл.2.3

Таблиця 2.3 -- Силові і кінематичні параметри приводу

Тип двигуна 4АМ100S2У3: РНОМ = 4кВт, nНОМ = 2880об/хв.
Параметр	Редуктор	Параметр	Вал
			двигуна	Редуктора
				швидкохідний	Тихохідний
Передаточне число U	7,1	Потужність Р, кВт	3,13	3,04	2,9
		Частота обертання n, об/хв.	2880	2880	406
Коефіцієнт корисної дії з	0,96	Кутова швидкість щ, с-1	301,5	301,5	42,5
		Крутний момент Т, Н·м	10,1	10,1	68,1

3 РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА

Визначення міжцентрової відстані:

(3.1)

де КНв = 1 -- коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба [2, с. 59];

ша = 0,36 -- коефіцієнт ширини вінця колеса [2, с. 58];

[у]Н = 514МПа -- допустиме контактне напруження матеріалу зубчастої передачі (див. завдання).

Прийнято аW = 100мм.

Визначення ділильного діаметра колеса

(3.2)

Визначення ширина вінця колеса

(3.3)

Прийнято b2 = 36мм

Визначення модуля зачеплення

(3.4)

де [у]F = 256МПа -- допустиме напруження згину матеріалу передачі (див. завдання).

Прийнято m = 1мм

Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса

(3.5)

Визначення кількості зубів шестерні

(3.6)

Прийнято Z1 = 25

Визначення кількості зубів колеса

(3.7)

3.8 Визначення фактичного передаточного числа

(3.8)

Перевірка відхилення передаточного числа від заданого

(3.9)

Перевірка міжцентрової відстані

(3.10)

Визначення основних геометричних розмірів передачі

Визначення ділильного діаметра шестерні і колеса

(3.11)

(3.12)

Визначення діаметра вершин зубів шестерні і колеса

(3.13)

(3.14)

Визначення діаметра впадин зубів шестерні і колеса

(3.15)

(3.16)

Визначення ширини зубчастого вінця шестерні

(3.17)

Перевірка міжцентрової відстані

(3.18)

Визначення колової сили в зачепленні

(3.19)

Визначення радіальної сили в зачепленні

(3.20)

Визначення колової швидкості зубчастих коліс:

 (3.21)

Визначення степені точності виготовлення зубчастої передачі

При коловій швидкості V2 = 3,7м/с прийнято восьму степінь точності виготовлення коліс.

Визначення коефіцієнта динамічності навантаження по контактним напруженням

При V2 = 2м/с КНV = 1,08

V2 = 4м/с КНV = 1,16

Тоді при коловій швидкості V2 = 3,7м/с та восьмому степеню точності виготовлення зубчастої передачі значення коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62], тобто

(3.22)

Перевірка зубів колеса по контактним напруженням

(3.23)

Недовантаження складає

(3.24)

Так як недовантаження складає менше 10%, контактна міцність зубів забезпечується.

Визначення коефіцієнта розподілення навантаження між зубами при згині

При восьмій степені точності виготовлення коліс КFб = 0,91[2, с. 63].

Визначення коефіцієнта динамічності навантаження по напруженням згину

При V2 = 2м/с КFV = 1,2

V2 = 4м/с КFV = 1,38

Тоді при коловій швидкості V2 = 3,7м/с та восьмій степені точності виготовлення зубчастої передачі значення коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62], тобто

(3.25)

Визначення коефіцієнтів форми зуба шестерні і колеса

При Z1 = 25 YF1 = 3,9

Z2 = 175 YF2 = 3,62

3.22 Перевірка напруження згину зубів колеса і шестерні

(3.26)

(3.27)

де КFв = 1 -- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба.

Міцність зубів на згин забезпечується.

Всі розраховані параметри зубчастої передачі зведені в табл.3.1

Таблиця 3.1 -- Параметри зубчастої передачі

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Міжцентрова відстань ащ	100	Число зубів: шестерні Z1 колеса Z2	25 175
Модуль зачеплення m, мм	1	Діаметр кола вершин: шестерні da1 колеса da2	27 177
Ширина зубчастого вінця: шестерні b1 колеса b2	40 36	Діаметр кола впадин: шестерні df1 колеса df2	22,5 172,5
Ділильний діаметр: шестерні d1 колеса d2	25 175	Сили в зачепленні: колова Ft радіальна Fr	778 283
Параметр	Допустиме напруження	Розрахункове напруження
Контактні напруження, МПа	[у]Н	514	уН	464
Напруження згину, МПа: шестерні колеса	[у]F	256	уF1 уF2	104 96

4 ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Вибір матеріалу валів

Матеріал швидкохідного вала з врахуванням того, що шестерня виготовляється разом з валом, вибирається тим, що і матеріал передачі. А матеріал тихохідного вала можна обирається довільно (на розсуд проектанта).

Механічні характеристики матеріалів валів зведені в табл.4.1

Таблиця 4.1 -- Матеріал швидкохідного і тихохідного валів

Вал	Марка сталі	уВ, МПа	уТ, МПа	у-1, МПа
Швидкохідний Тихохідний	Сталь 45	600	320	260

Вибір допустимих напружень на кручення

Прийнято допустимі напруження на кручення для валів [2, с. 107]:

швидкохідного

тихохідного

Визначення геометричних параметрів ступенів валів

Визначення геометричних параметрів ступенів вала-шестерні -- швидкохідний вал

Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту -- вихідного кінця вала:

(4.1)

Прийнято d1 = 18мм

(4.2)

Прийнято l1 = 24мм

Визначення розмірів другої ступені вала -- під підшипник і ущільнення

(4.3)

де t = 2мм -- висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d2 = 25мм

(4.4)

Прийнято l2 = 38мм

Визначення розмірів третьої ступені вала -- під шестерню

(4.5)

де r = 2мм -- фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d3 = 32мм.

l3 визначається графічно із ескізної компоновки.

Визначення розмірів четвертої ступені вала -- виступ вала під підшипник d4 = d2 = 25мм, l4 = B -- ширина підшипника (вибирається пізніше).

Визначення розмірів виступів тихохідного вала

Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту -- вихідного кінця вала:

(4.6)

Прийнято d1 = 26мм

(4.7)

Прийнято l1 = 36мм

Визначення розмірів другої ступені вала -- під підшипник і ущільнення

(4.8)

де t = 2,2мм -- висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d2 = 35мм

(4.9)

Прийнято l2 = 45мм

Визначення розмірів третьої ступені вала -- під колесо

(4.10)

де r = 2мм -- фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d3 = 42мм

l3 визначається графічно із ескізної компоновки.

Визначення розмірів четвертої ступені вала -- виступ вала під підшипник

d4 = d2 = 35мм, l4 = B -- ширина підшипника (вибирається пізніше).



Попередній вибір підшипників

Для валів редуктора вибрано радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії [2, с. 411]:

швидкохідного вала -- 205

тихохідного вала -- 207

Таблиця 4.2 -- Параметри підшипників

Вал	d, мм	Серія	Типо-розмір	D, мм	В, мм	Сr ,кН	С0r ,кн.
Швидкохідний	25	легка	205	52	15	14	6,95
Тихохідний	35	легка	207	72	17	25,5	13,7

Ескізна компоновка редуктора

Намітити положення проекцій креслення відповідно до кінематичної схеми приводу і найбільшими розмірами коліс.

Провести осі і осьові лінії валів.

Осі валів провести на міжцентровій відстані ащ одну від одної, при цьому незабути, що в циліндричному редукторі осі паралельні.

Побудова редукторної пари

Накреслити редукторну пару в відповідності до отриманих при проектному розрахунку геометричних параметрів d1, d2, da1, da2, df1, df2, b1, b2 (див. табл.4.1).

В конструкції циліндричного колеса передбачити маточину, зовнішній діаметр і довжина якої:

(4.11)

(4.12)

Прийнято dМТ = 65мм і lМТ = 56мм

Побудова внутрішнього контуру корпуса редуктора

Контур внутрішньої поверхні стінок корпуса редуктора проводиться з зазором Х = 8мм від поверхні обертання колеса для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за внутрішню стінку корпуса. Відстань від осі шестерні до внутрішньої поверхні корпуса розраховується за формулою:

(4.13)

де D = 52мм -- зовнішній діаметр підшипника швидкохідного вала.

Відстань між дном корпуса і поверхнею колеса прийнято Y ? 4Х, тобто Y = 32мм.

Побудова ступіней вала

Накреслити ступені вала на відповідних осях за розмірами d і l, які були отримані при проектному розрахунку валів. Степені обох валів накреслити в послідовності від 3-ї до 1-ї. При цьому довжина 3-ї ступені визначається конструктивно, як відстань між протилежними стінками редуктора.

Побудова контурів підшипників

На 2-й і 4-й ступенях валів накреслити основними лініями контури підшипників в відповідності до схеми їх установки за розмірами d, D, B.

Визначення відстаней lШ і lТ між точками прикладення реакцій підшипників швидкохідного і тихохідного валів

Для радіальних підшипників точка прикладення радіальної реакції підшипника R лежить в середній площині підшипника, а відстань між реакціями опор вала дорівнює:

l = L - B (4.14)

де L -- відстань між зовнішніми торцями підшипників (визначається графічно із ескізної компоновки),

В -- ширина підшипника.

Тоді відстань між точками прикладення реакцій підшипників:

- швидкохідного вала:

lШ = 102 - 15 = 87мм

- тихохідного вала

lТ = 106 - 17 = 89мм

Визначення точок прикладення і величини консольних сил

Сила тиску муфти прикладена між напівмуфтами, тому точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині вихідного тихохідного вала. З ескізної компоновки відстань до точки прикладення консольної сили складає для:

-- швидкохідного вала lМ = 54,5мм;

-- тихохідного вала lМ = 72,5мм;

Величина консольної сили від дії муфти на тихохідному валу розраховується за формулою:

 (4.15)

5 РОЗРАХУНКОВА СХЕМА ВАЛІВ РЕДУКТОРА. ПОБУДОВА ЕПЮР ЗГИНАЮЧИХ І КРУТНИХ МОМЕНТІВ

Побудова епюр згинаючих і крутних моментів тихохідного вала редуктора

Побудова розрахункової схеми вала в відповідності до схеми навантаження (див. рис.5.1)

Визначення реакцій в опорах підшипників.

Визначення опорних реакцій в вертикальній площині від сили Fr

(5.1)

Визначення згинаючих моментів в вертикальній площині

 (5.2)

Епюра МХ зображена на рис.5.2

Визначення реакцій опор в горизонтальній площині від сили Ft

(5.3)

Визначення згинаючих моментів в горизонтальній площині

(5.4)

Епюра МY зображена на рис.5.2

Визначення реакцій опор від консольної сили FМ

(5.5)

(5.6)

(5.7)

- 1031 + 1871 - 840 = 0

Отже, реакції визначено вірно.

Визначення згинаючих моментів МFМ від сили FМ

 (5.8)

(5.9)

Визначення сумарного згинаючого моменту в небезпечних перерізах В і D

(5.10)

(5.11)

Найбільш навантаженим буде переріз D, тому в подальший розрахунок проводимо для даного перерізу.

Крутний момент в перерізі вала MZ = 68,1Н·м

Епюра Мкр зображена на рис. 5.2

Визначення сумарних радіальних реакцій підшипників D і Н

(5.12)

(5.13)

Підшипник D більш навантажений, тому подальший розрахунок проводимо для даного підшипника.



6 ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

Визначення еквівалентного динамічного навантаження для радіального підшипника 207 -- середньої серії.

Розрахунок проводиться для більш навантаженого підшипника D

 (6.1)

де V = 1 -- коефіцієнт обертання внутрішнього кільця [2, с. 130];

КБ =1,3 -- коефіцієнт безпеки [2, с. 133];

КТ = 1 -- температурний коефіцієнт [2, с. 135].

6.2 Визначаємо розрахункову довговічність підшипників

(6.2)

Так як базова довговічність більше потрібної (Lh = 25971 год > Lh потр = 12·103 год), то підшипник 207 придатний.

7 КОНСТРУКТИВНА КОМПОНОВКА ПРИВОДА

Конструювання зубчастого колеса

Ширина обода

(7.1)

Конструктивно прийнято S = 4мм.

Товщина маточини

(7.2)

Прийнято дМ = 11,5мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Товщина диска

(7.3)

Прийнято С = 10мм.

Радіуси скруглень та ухили на диску: R = 4мм, = 10?

Прийнято полегшуючі отвори діаметром d0 = 30мм в кількості n0 = 8 шт.

Конструювання швидкохідного вала

З врахуванням того, що діаметр западин шестерні менше діаметра третьої ступені швидкохідного вала, але більше діаметра другої ступені, тому конструкцію швидкохідного вала приймається наступною (див. рис.7,2).

Розміри ж ступіней і шестерні приймаються згідно розрахунків.

Рис.7.2 -- Конструкція швидкохідного вала

Конструювання тихохідного вала

Перехідна ділянка між упорним буртиком для зубчастого колеса і четвертою ступінню виконується канавкою з заокругленнями для виходу шліфувального круга. Між другою і третьою ділянками ж перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, так як між підшипником і колесом встановлюється розпірна втулка.

Перехідна ділянка між першою і другою перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, що зменшує концентрацію напружень.

8 ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ

Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора

Визначення допустимого напруження згину

 (8.1)

де [n] = 2,2 -- коефіцієнт запасу міцності,

КG = 2,2 -- ефективний коефіцієнт концентрації напружень,

Кqu= 1 -- коефіцієнт режиму навантаження.

8.1.2 Визначення найбільших напружень згину і кручення

Діаметр вала в небезпечному перерізі D . Тоді напруження згину дорівнює:

(8.2)

Напруження кручення дорівнює:

(8.3)

Визначення еквівалентних напружень та перевірка на міцність

Міцність вала перевіряємо по ІІІ теорії міцності

(8.4)

Так як , то розміри вала задовольняють умову міцності.

Перевірка шпонки для кріплення зубчастого колеса на тихохідному валу.

Для зубчастого колеса при діаметрі посадочного місця d3 = 42мм і довжині маточини зубчастого колеса lМ = 56мм прийнято шпонку перерізом 12х8 мм, довжиною lШп = 50мм.

Розрахункова довжина шпонки

Визначення напруження зминання

Умова міцності на зминання виконується -- шпонка міцна.

9 СКЛАДАННЯ СИЛОВОЇ ПАРИ РЕДУКТОРА

Збирання проводять у відповідності із складальним кресленням силової пари редуктора. Вали складаються окремо у вузли.

На швидкохідний вал напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100?С, до упору в третю ступінь швидкохідного вала. Потім в шпонкову канавку встановлюється шпонка напівмуфти.

Спочатку в шпонкову канавку встановлюється шпонка зубчастого колеса. Після цього на тихохідний вал напресовується зубчасте колесо до упору в буртик. Далі встановлюється розпірне кільце. Потім напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100?С, до упору в розпірне кільце та буртик. Потім в шпонкову канавку встановлюється шпонка. А також шпонкову канавку вихідного кінця вала встановлюється шпонка.

Для покращення якості напресування спряжені поверхні попередньо покриваються пластичною змазкою. Напресування проводиться на силовому пресі з використанням насиавок.

Далі встановлюють шпонки і відповідні шпонкові пази. На тихохідний вал встановлюють зубчасте колесо до упору в буртик. Далі напресовують підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100?С. Зібрані вузли валів вкладають в корпус. Потім встановлюють кришку, попередньо очищену і пофарбовану. Поверхня стикових фланців корпуса і кришки повинна бути покрито спиртовим лаком.

ЛІТЕРАТУРА

1 Устюгов І. І. Деталі машин. -- Київ: Вища школа, 1984 -- 369 с.

2 Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. -- М.: Высшая школа, 1987 -- 310 с.

3 Дунаев П. Ф. Детали машин -- М.: Высшая школа, 1987 -- 336 с.

4 Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин. -- М.: Высшая школа, 1987 -- 383 с.

5 Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. -- М.: Высшая школа, 1991 -- 392 с.

6 Методичні вказівки до виконання курсової роботи з дисципліни ”Технічна механіка”. Укладачі: Довгань Р. А., Іщук Т. А. -- Житомир: ЖАДК, 2010 -- 48с.

Размещено на Allbest.ru