Проектирование и расчет редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

1. Назначение и описание работы привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

3. Расчет передач

4. Расчет валов на кручение

5. Предварительный подбор подшипников

6. Определение внешних нагрузок по величине и направлению на валах редуктора

7. Определение параметров смазки передач и подшипников

8. Расчет элементов корпуса

9. Компоновка редуктора по плоскости разъёма

10. Расчет валов на статическую прочность

11. Расчет шпоночных соединений

12. Расчет валов на выносливость

13. Назначение посадок, шероховатостей, допусков формы и расположения поверхностей

14. Описание сборки и регулировки подшипников и зацепления

Литература

1. Назначение и описание работы привода

привод редуктор вал

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

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

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте привод соответствует условиям технического задания. Привод состоит из конического редуктора, клиноременной и цилиндрической передачи. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства. В работе широко применялась стандартизация и унификация.

Крутящий момент от электродвигателя через клиноременную передачу передается редуктору, от редуктора через цилиндрическую открытую передачу - приводным валам транспортеров, при этом частота вращения с вала на вал понижается в число раз, равное передаточному числу каждой передачи, а крутящий момент возрастает пропорционально передаточному числу с учетом КПД.

Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Прежде всего необходимо определить требуемую мощность электродвигателя: Н, где кВт, - общий КПД привода. КПД передач и подшипников предварительно определяются по табл. 1.2.1 [2] Ориентировочные значения КПД передач и элементов привода.

Передаточное число открытой передачи составляет: .

Рекомендуемые значения передач привода составляют (по табл. 1.2.2 [2]): , . Для уменьшения габаритных размеров клиноременной передачи следует принять ее передаточное число не более 2. Для конической передачи - по той же причине - следует принимать передаточные числа не более 4.

Таким образом, общее передаточное число привода составит: . Тогда частота вращения вала электродвигателя должна составлять:

Далее следует выбрать электродвигатель и распределить передаточные числа между передачами привода. По табл. 17.7.1 [2], выбираем электродвигатель 4А132S4УЗ, обладающий следующими характеристиками: P = 7,5 кВт, асинхронная частота вращения: 1450 мин-1.

Общее передаточное число привода: .

Принимаем передаточное число конической передачи: , тогда клиноременной - . Принимаем .

Определение частот вращения валов привода.

Вал электродвигателя: .

Входной вал редуктора: .

Выходной вал редуктора: .

Вал рабочего органа: .

Отклонение номинальной частоты вращения выходного вала от расчетной составляет: , что допустимо.

Определение угловых частот вращения валов .

Вал электродвигателя: .

Входной вал редуктора: .

Выходной вал редуктора: .

Вал рабочего органа: .

Определение мощностей на валах.

.

.

.

.

Определение крутящих моментов на валах редуктора: .

.

.

.

.

3. Расчет передач

Расчет клиноременной передачи (по рекомендациям из [3]).

Исходные данные:

· Передаваемая мощность: кВт.

· Частоты вращения валов: мин-1; мин-1.

· Передаточное число: u = 2.

· Вращающий момент на быстроходном валу Нм.

По рис. 5.2 [3], выбираем профиль сечения Б.

По табл. 5.4 [3]: минимальный диаметр шкива равен 125 мм. По рекомендации на стр. 82 [3] принимаем мм.

Диаметр ведущего шкива: мм. Принимаем из стандартного ряда мм. Тогда . Отклонение реального передаточного числа от номинального составляет: , это значит что перерасчет кинематики привода производить не стоит.

Определение минимального межосевого расстояния (h мм - высота клинового ремня): мм.

Для увеличения долговечности и угла обхвата ремнем меньшего шкива, а так же исходя из конструктивных соображений, принимаем межосевое расстояние приблизительно в 2,5 раза большее, чем полученное минимальное: 700 мм.

Далее следует оценить длину ремня:

мм.

По примечанию к табл. К31 [3], принимаем L = 2000 мм.

Уточнение межосевого расстояния по заданной длине:

мм.

Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива: .

Скорость передачи: м/с.

По табл. 5.2 [3] определяем , , .

Мощность, передаваемая одним ремнем: кВт (здесь кВт по табл. 5.5 [3]).

Приняв предварительно, что в комплекте будет 3 ремня, по табл. 5.2 [3] принимаем: .

Определение необходимого числа ремней: . Принимаем 3 ремня.

Определение силы предварительного натяжения одного ремня:

Н, где .

Н.

Давление на валы: Н.

Частота пробега ремня:

Окружная сила на ремне: Н.

Рабочий ресурс передачи, ч: часов.

- базовое число циклов.

МПа.

МПа.

Напряжение от натяжения: МПа.

Напряжение от изгиба: МПа.

Напряжение от центробежной силы: МПа.

Плотность ремня: .

МПа.

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа: .

, при постоянной нагрузке.

Рабочий ресурс ремня:

часов.

Расчет параметров открытой передачи.

Диаметр шестерни: мм.

Окружная сила в зацеплении: Н.

Радиальная сила в зацеплении: Н.

4. Расчет валов на кручение

Для предварительной оценки диаметров валов воспользуемся формулой:

, приведенной в [2] стр. 12, где МПа для всех валов, кроме червяков.

Таким образом:

Быстроходный вал редуктора: мм.

Принимаем на выходе - 28 мм (конический хвостовик по ГОСТ 12081), под манжету - 28 мм, под круглую шлицевую гайку - 33 мм, под подшипники - 35 мм, под коническую шестерню - 35 мм (цилиндрический хвостовик по ГОСТ 12080).

Тихоходный вал редуктора: мм.

Принимаем на выходе под цилиндрическое колесо - 32 мм (цилиндрический хвостовик по ГОСТ 12080), под манжету - 38 мм, под подшипники - 40 мм, под коническое колесо - 45 мм.

5. Предварительный подбор подшипников

Для конических редукторов чаще всего выбираются роликовые радиально-упорные подшипники.

На валах будут посажены роликовые радиально-упорные подшипники легкой серии. На валу шестерни: 7207 ГОСТ 333-75. На тихоходном валу: 7208 ГОСТ 333-75.

6. Определение внешних нагрузок по величине и направлению на валах редуктора

Силы в цилиндрическом открытом зацеплении (см. п. 3):

Н - окружная сила в зацеплении.

Н - радиальная сила в зацеплении.

Сила воздействия шкива на вал (см. п. 3): Н.

Силы в коническом зацеплении (см. п. 3):

Окружная сила в зацеплении: Н.

Радиальная сила на шестерне, равная осевой на колесе: .

Радиальная сила на колесе, равная радиальной на колесе: .

7. Определение параметров смазки передач и подшипников

Определение параметров смазки передач и подшипников (по рекомендациям из [5]).

Окружная скорость передачи составляет 3,66 м/с.

Контактные напряжения передач составляют: 437,3 МПа.

Применяем картерное смазывание передачи.

По табл. 11.1 [5] выбираем среднюю рекомендуемую вязкость масла: 34..

По табл. 11.2 [5], выбираем масла: И-Г-А-32.

Далее следует определить объём масла для передач.

Исходя из того, что на 1 кВт передаваемой энергии необходимо обеспечить 0,4-0,8 л масла, получаем: объем масла должен составлять 2,375…4,75 л.

Исходя из того, что размеры масляной ванны составляют: 164х265 мм, получаем - уровень масла должен составлять 54,6-109,3 мм.

Принимаем уровень масла: 63 мм. Тогда объёмы масла составит 2,73 л.

Скорость передачи превышает 2 м/с. Это значит, что масло зацепления можно использовать для смазки подшипников.

8. Расчет элементов корпуса

Расчет будет производится по [2].

Размеры, необходимые для выполнения компоновки:

Толщина стенки редуктора: д=(0,03Re+1)=5,9 мм. Принимаем конструктивно 8 мм.

Расстояние от стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части - с?(1ч1,2)д=8ч9,6 мм. Принимаем 8 мм.

Расстояние от стенки редуктора до боковой поверхности подшипника качения - с1?3ч5 мм. Принимаем 4 мм.

Диаметры болтов, соединяющих крышку корпуса с корпусом - d2=1,5д=12 мм, d3= д=8 мм. Принимаем болты М12 и М8.

Ширина фланцев, соединяемых болтами - S=2d+д+6. Таким образом, S=2*8+8+6=30 мм, S=2*12+8+6=38 мм. Принимаем 30 и 38 мм.

Болты, соединяющие крышки подшипников с корпусом (выбираются по табл. 11.1.1 [2] в зависимости от внешнего диаметра подшипника). Для обоих валов - 4 болта М8.

Толщина фланца боковой крышки - h1=8 мм (по табл. 11.1.1 [2]).

Толщина стакана - h3=8 мм (по табл. 11.1.1 [2]).

9. Компоновка редуктора по плоскости разъёма

Компоновка редуктора выполняется для:

- размещения внутри зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора;

- определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

- определение точек приложения сил, нагружающих валы.

Зная размеры цилиндрической передачи, межосевое расстояние, диаметры колес и валов, ширины колес, размеры ступицы колеса и подшипников качения, приступаем к компоновке, предварительно рассчитав элементы корпуса.

Проводим через середину листа вертикальную осевую линию - ось второго вала. Проводим через середину листа горизонтальную осевую линию - ось первого вала. Чертим диаметры валов, располагаем и вычерчиваем на них по размерам шестерни и колеса зубчатой передачи.

Для всех валов используем схему установки подшипников «в распор»

Результатом компоновки являются расстояния между опорами валов, определяемые замером их на полученном чертеже.

На следующем этапе прорабатывается конструктивное оформление деталей и узлов коробки передач.

10. Расчет валов на статическую прочность

Наиболее нагруженным сечением быстроходного вала является точка В - посадка подшипника.

Это сечение необходимо проверить на статическую прочность.

Вал изготовлен из стали 45.

Критерий прочности по формуле 15.2 [10]:

МПа. Параметры МПа и МПа см. в п. 13, МПа - принято для стали 45 по табл. 10.15 [10].

Наиболее нагруженным сечением тихоходного вала является точка С - посадка подшипника.

Вал изготовлен из стали 45.

Критерий прочности по формуле 15.2 [10]: МПа. Параметры МПа и МПа см. в п. 13, МПа - принято для стали 45 по табл. 10.15 [10].

11. Расчет шпоночных соединений

Расчет будет произведен по рекомендациям из [4].

Рассчитываем шпонки на смятие.

а) б)

Эскиз шпонки ГОСТ 23360-78

Шпонки изготовлены из стали 6 МПа.

Должно выполняться условие: МПа, где = 60…100 МПа для шпонки под шкивом (см. стр. 48 [4]) и = 200…400 МПа для шпонок под цилиндрическим и коническими колесами (т.к. прочность ступиц колес и вала больше прочности шпонок - см. стр. 48 [4]).

МПа, где Т Нмм - крутящий момент на валу, d мм - диаметр вала, h мм - высота шпонки, мм - расчетная длина шпонки, b мм - ширина шпонки, мм - глубина паза вала.

Быстроходный вал.

Крутящий момент: T = 78199 Нмм.

Шпонка под шкивом на входе.

Диаметр вала: d = 25,9 мм (взят средний по ГОСТ 12081-72 для длинного конического хвостовика диаметром 28).

Длина шпонки: L = 40 мм.

Глубина паза вала t = 3 мм, высота шпонки h = 5 мм, ширина шпонки b = 5 мм.

Шпонка под шкивом: МПа.

Шпонка под конической шестерней.

Диаметр вала: d = 35 мм.

Длина шпонки: L = 28 мм.

Глубина паза вала t = 5 мм, высота шпонки h = 8 мм, ширина шпонки b = 10 мм.

Шпонка под шестерней: МПа.

Тихоходный вал.

Крутящий момент: T = 148336 Нмм;

Диаметры вала: под цилиндрическим колесом - d = 32, под коническим колесом - d = 45 мм.

Длины шпонок: L = 40 мм (под цилиндрическое колесо), L = 50 мм (под коническое колесо).

Глубины пазов вала: t = 5 мм, 5,5 мм; высоты шпонок: h = 8 мм, 9 мм; ширины шпонок: b = 10 мм, 14 мм (для шпонок под цилиндрическим и коническим колесами соответственно).

Шпонка под цилиндрическим колесом: МПа.

Шпонка под коническим колесом: МПа.

Т.о. МПа для всех случаев. Прочность шпоночных соединений обеспечена.

12. Расчет валов на выносливость

Тихоходный вал.

Наиболее нагруженным сечением промежуточного вала является точка В - посадка подшипника на вал.

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

Изгибающий момент равен 73837,9 Нмм.

Крутящий момент на валу 78199 Нмм.

МПа.

Следует проверить это сечение на прочность и жесткость.

Условие прочности: , где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты:

;;

- момент сопротивления изгибу.

- момент сопротивления кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем:

; ;

По табл. 14.4 [4], выбираем:

; .

Таким образом:

;.

.

; .

. Выносливость вала обеспечена.

Тихоходный вал.

Наиболее нагруженным сечением промежуточного вала является точка C - посадка подшипника на вал.

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

Изгибающий момент равен 248926,3 Нмм.

Крутящий момент на валу 148336 Нмм.

МПа.

Следует проверить это сечение на прочность и жесткость.

Условие прочности: , где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты:

;;

- момент сопротивления изгибу.

- момент сопротивления кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем:

; ;

По табл. 14.4 [4], выбираем:

; .

Таким образом:

;.

.

; .

. Выносливость вала обеспечена.

13. Назначение посадок, шероховатостей, допусков формы и расположения поверхностей

Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости поверхностей, отклонений формы и расположение поверхностей должно сопровождаться анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. С возрастанием точности стоимость обработки резко повышается. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты сравнительно грубые, однако, обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.

При выборе квалитетов точности и назначении посадок будем руководствоваться рекомендациями:

- посадки колёса на валы: Н7/р6

- посадка глухих крышек в корпус: Н7/h6

- посадка сквозных крышек в корпус: Н7/h6

- поле допуска ширины шпонки: js9

- поле допуска ширины шпоночного паза на валу: P9

- поле допуска ширины шпоночного паза в отверстиях: P9

- поле допуска диаметра вала под подшипниками: k6

- поле допуска диаметра расточек в корпусе под подшипники: H7

Для обеспечения указанных посадок посадочные поверхности деталей необходимо обработать до шероховатости не грубее RA 1.6. При этом торцовые поверхности деталей, контактирующие с другими деталями должны иметь шероховатость не ниже RA 3.2, второстепенные поверхности механически обрабатываемых деталей не ниже RA 12.5, второстепенные механически необрабатываемые поверхности деталей оставляем в состоянии поставки, т.е. со стандартной шероховатостью. Поверхности валов под манжетными уплотнениями должны иметь шероховатость не ниже RA 0.4.

14. Описание сборки и регулировки подшипников и зацепления

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

На ведущий вал одевают подшипник, стакан, затем - второй подшипник, после чего мазеудерживающую шайбу и коническую шестерню, закрепленную в осевом направлении круглой шлицевой гайкой и многолапчатой шайбой.

На ведомый вал одевают зубчатое колесо (предварительно установив шпонку в паз) и подшипники.

Полученные узлы вставляют в соответствующие отверстия в корпусе.

Далее на корпус одевается крышка корпуса. В соответствующие отверстия - крышки подшипниковых узлов с набором прокладок, прикручиваемые болтами к корпусу и крышке корпуса. Следует также отметить, что перед постановкой сквозных крышек, в проточки закладывают манжетные уплотнения.

Далее следует проверить проворачиваемость валов (они должны проворачиваться от руки без стуков и заедания). При необходимости следует отрегулировать подшипники и зацепление, изменив число регулировочных прокладок между крышками подшипников и корпусом.

В шпоночный паз на конце тихоходного вала следует положить шпонку. Затем напрессовывают на вал цилиндрическое колесо, закрепив его в осевом направлении круглой шлицевой гайкой и многолапчатой шайбой.

В шпоночный паз быстроходного вала следует положить шпонку и посадить шкив, закрепив его в осевом направлении гайкой и фиксирующей шайбой.

Далее следует закрутить маслосливное отверстие и налить 2,73 литра масла, после чего прикрутить крышку люка вместе с крышкой-отдушиной.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям согласно техническим требованиям.

Как говорилось выше, - подшипники и зацепление на обоих валах регулируются посредством изменения числа регулировочных прокладок, установленных между крышками подшипников и корпусом.

Литература

1. Скойбеда, Кузьмин, Макейчик. Детали машин и основы конструирования. Минск. «Высшая школа» 2006 г.

2. Скойбеда A. T., Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование. - Мн.: УП «Технопринт», 2004 г.

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб пособие для техникумов. - Мн.: Высш. шк., 1991.

4. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. - Мн.: Высш. шк., 1986.

5. Дунаев, Лёликов. Конструирование узлов и деталей машин 1986.

6. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.

7. ГОСТ 2185-66. Пердачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры.

8. ГОСТ 9563-60 Колеса зубчатые. Модули.

9. ГОСТ 1643-81 Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.

10. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru