Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора 2

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящей работе произведен расчет механического привода, закрытой прямозубой цилиндрической передачи.

1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Общий коэффициент полезного действия

- общее КПД привода.

=···=0,97·0,94·0,98·0,98=0,87

- КПД цепной передачи;

- КПД зубчатой передачи;

-КПД муфты;

1.2 Вычисление мощности двигателя:

По величине потребляемой мощности транспортера() находим мощность двигателя:

кВт,

Находим частоту вращения выходного вала

Определим требуемую частоту вращения Э.Д.: принимаем

1.4 По величине потребляемой мощности и частое вращение ведущего вала () выбираем электродвигатель:

· серия 4А

· тип 160М8/730

· асинхронная частота вращения об/мин, мощность кВт.

Определяем общее передаточное число привода:

1.3Плонумеруем валы и определим мощность на каждом валу:

кВт, где

- КПД цепной передачи,

кВт,

Где - КПД зубчатой передачи;

1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов.

об/мин,

об/мин

ω1= π·/30=рад/с,

ω2= π·/30=рад/с,

ω3= π·/30=рад/с

1.5Крутящие моменты на валах.

Т1=Р1/ ω1=10,02·1000/76,4=131,15Нм,

Т2=Р2/ ω2=10,34·1000/19,1=541,3Нм,

Т3=Р3/ ω3=8·1000/8=1000Нм.

Таблица 1.1 Параметры валов привода

№ Вала	Р, кВт	n,об/мин	ω, рад/с	Т, Н*м	(КПД)
1	11	730	76,4	131,15
2	10,34	182,5	19,1	541,3	0,97
3	10,02	77	8	1000	0,94

2 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки:

Материал -Сталь 40

Шестерня Колесо

б_В = 950 МПа б_В = 850 МПа

б_Т = 750 МПа б_Т =550 МПа

Н_НВ = 260…280 Н_НВ = 230…260

2.2 Допускаемые контактные напряжения зубьев.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:

(2.1 [1])

- предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1 [1]

- для шестерни

- для колеса

- коэффициент долговечности. Для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения.

- коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой материала;

В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае:

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

Принимаем

2.4 Определяем межосевое расстояние колес.

Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов «Детали машин», автор М.Н. Иванов [1].

(8.13 [2])

Приведенный модуль упругости: Е_пр = 2,1·10⁵ МПа.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); = 0,4.

Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям

Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра

По графику рисунка 8.15 [2] находим:

Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ([2] стр. 136). Принимаем а = 170мм .

2.5 Определяем модуль передачи

m =(0.01…0,02) ·а=0,01·170=1,7мм

Принимаем величину модуля m=2мм.

2.6 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

принимаем z₁ =34

Число зубьев колеса:

2.7 Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса

2.7.1 Определение делительных диаметров

Шестерни: d₁ = m·z₁ =2·34=68мм

Колеса: d₂ = m·z₂ =2·136=272мм

а = (d₁ + d₂ )/2= (68+272)/2=170мм

2.7.2 Определяем диаметры вершин зубьев

Шестерни: d_а1 = d₁ + 2m =68+2·2=72 мм

Колеса: d_а2 = d₂ + 2m = 272+2·2=276 мм

2.7.3 Определяем диаметры впадин

Шестерня: d_f ₁ = d₁ – 2,5m = 68-2.5·2=63 мм

Колесо: d_f ₂ = d₂ – 2,5m = 272-2.5·2=268 мм

2.7.4 Определяем ширину венца шестерни и колеса

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

2.7.5 Проверяем величину межосевого расстояния

a_w = 0,5·m· (z₁ +z ₂ ) = 0,5·2·(34 + 136) = 170 мм

Таблица 2.1 Параметры прямозубого цилиндрического зацепления

Параметры зацепления			Числовые значения
Модуль, m			2
Межосевое расстояние, а			170
Шестерня		Колесо
Геометрические параметры	Числовые значения	Геометрические параметры		Числовые значения
Число зубьев, z₁	34	Число зубьев, z₂		136
Ширина венца, в₁	73	Ширина венца, в₂		68
Делительный диаметр, d₁	68	Делительный диаметр, d₂		272
Диаметр вершин зубьев, d_a1	72	Диаметр вершин зубьев, d_a2		276
Диаметр впадин зубьев, d_f1	63	Диаметр впадин зубьев, d_f2		268

2.8 Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям

2.8.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки

К_н = К_нβ х К_н _v ([2] стр.127)

Ранее было найдено: К_нβ =1,04

Для того, чтобы найти коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К_н _v необходимо определить окружную скорость ведомого вала:

Учитывая, что V₂ = 2,6 м/с, по табл. 8.2 [2] назначаем 9^ую степень точности.

Далее по таблице 8.3 [2] находим К_н _v = 1,17

К_н = 1,04 х 1,17 =1,21

2.8.2 Определяем расчетные контактные напряжения

по формуле

2.8.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

расчет по шестерне.

где

К_F – коэффициент расчетной нагрузки

К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки

К_FV – коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3 [2]

Условие выполнено.

3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Коэффициент эксплуатации передачи

К_э = К_д ·К_а ·К_м ·К_рек ·К_с ·К_реж

где

К_д – коэффициент динамической нагрузки;

К_а – коэффициент межосевого расстояния;

К_м – коэффициент наклона передачи к горизонту;

К_рек – коэффициент регулировки цепи;

К_с – коэффициент смазки и загрязнения;

К_реж – коэффициент режима работы.

К_д =1,2

К_а =1

К_м =1

К_рек =1

К_с =1,3

К_реж =1 (табл. 13.2, 13.3,/2/)

К_с – коэффициент числа зубьев;

К_реж – коэффициент частоты вращения

К_э = 1,2*1*1*1*1*1,3=1,56

3.2 Число зубьев

Z₁ =25 (c. 286, /2/).

Z₂ = Z₁ ·U =25*2,9=72,5 принимаем равным 72

3.3 Расчетная мощность передачи

Р_Р =Р₁ · К_э · К_z · К_п

где

Р₁ =7.16 кВт

К_э =1.56

К_z =1

K_п =1,1

Р_Р =7.16*1.56*1*1,1=12.28 кВт

3.4 Выбор цепи:

Приводная роликовая однорядная цепь

ПР-25,4-56700: Р_ц =25,4 мм, d= 7,95 мм, B= 22.61 мм, [P_р ] =11 кВт (табл. 13.4,/2/).

3.5 Геометрические параметры передачи

а=40*Р_ц =40 * 25,4=1016 мм

L_р =130

На 5мм. уменьшаем и получаем а=1628.3 мм

3.6 Диаметр звездочек

3.7 Проверка износостойкости шарниров цепи

Р -удельное давление в шарнире цепи

F_t - полезная нагрузка

B= 22.61мм

d= 7.95мм

[P] – допускаемое давление в шарнире цепи.

Работоспособность цепи обеспечена.

4 РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

4.1 Проектный расчет вала

мм. Принимаем 55

мм.

4.2 Определение реакций в опорах вала

В вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

R_a

R_b

4.3 Определение суммарных изгибающих моментов

Рисунок 2 Эпюры моментов

5 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

5.1 Выбор подшипника.

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для ведомого вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 212 со следующими характеристиками:

Внутренний диаметр подшипника, в = 60 мм;

Наружный диаметр подшипника, в =110 мм;

Ширина подшипника, B = 22 мм;

Фаска подшипника, r = 2,5 мм;

Динамическая грузоподъемность: C_r = 52 кН

Статическая грузоподъемность: С_о =31 кН

5.2 Определяем эквивалентную радиальную нагрузку

по формуле:

R_E = (XVR_r +YR_a ) ∙ К_б ∙ К_т (16.29 [2])

Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре Д:

При этом по табл. 16.5 [2]:

Коэффициент радиальной силы Х = 1

Коэффициент осевой силы Y = 0

По рекомендации к формуле 16.29 [2]:

К = 1 – температурный коэффициент;

К_б = 1,3 – коэффициент безопасности;

R_E = 1 ∙ 1 ∙ 4762,5 ∙1,3 ∙ 1 = 8863,4Н

5.3 Определяем расчетную долговечность (ресурс) подшипника (ч):

p - показатель степени р=3-для шариковых радиальных подшипников

а₂₃ - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс

подшипника качества металла колец, тел качения и условия эксплуатации.

а₂₃ = 0,75

5.4 Оцениваем пригодность намеченного типоразмера подшипника

Подшипник пригоден, если расчетная долговечность больше или равна

требуемой:

L ₁₀ _ah ≥ L ^! ₁₀ _ah

L ^! ₁₀ _ah – требуемая долговечность

L ₁₀ _ah =13831ч> L ^! ₁₀ _ah =7500ч

т.к. расчетная долговечность больше требуемой, то поэтому данный подшипник

обозначением 212 пригоден для работы.

6 ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК

6.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

Диаметр вала под колесо d_к = 65 мм;

Длина ступицы колеса d_стк = 68 мм;

Выбираем шпонку в х h x l = 18 х11 х 70

6.1.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

Допускаемое напряжение = 110 МПа

Условие прочности выполняется.

6.2 Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала под звездочку

d_ш = 55 мм

Выбираем шпонку в х h х I =16 x 10 x 50

6.2.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

Условие прочности выполняется.

7 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА

7.1 Расчет толщины стенок редуктора

Толщину стенок редуктора най дем по формуле:

=0.025·aw + 1; [7.1]

Где aw - межосевое расстояние валов редуктора

=0.025·170 + 1=5,25 mm;

Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.

Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.

К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.

Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).

8 СМАЗКА РЕДУКТОРА

В настоящее время в машиностроении широко применяют

картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.

8.1 Выбор сорта смазки

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.

Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена ранее: V₂ = 2,6м/сек. Контактное напряжение определена [_н ] = 509,09 МПа.

Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 [3] выбираем масло И-Г-А-68.

8.2.1 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

2m ≤ h_M ≤ 0,25d₂

2m ≤ h_M ≤ 0,25 · 272 = 68 мм

Наименьшую глубину принято считать равной 2 модулям зацепления.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Учитывая, что окружная скорость невысока, а схема редуктора вертикальная, примем значение h_м = 6 мм.

8.2.2 Теперь определим уровень масла от дна корпуса редуктора:

h = в₀ + h_м =36 + 6 = 42 мм

в₀ – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса

в₀ ≥ 6 х m ≥ 6 · 2 ≥ 12 мм

примем в₀ = 36 мм.

8.2.3 Объем масляной ванны

(L-) · (B-) · h = (241,8-7) · (132,2-7) · 42 = 1234672,3 мм³

Объем масляной ванны составил ≈ 1,2 л.

8.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес

Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель.

Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

9 В ЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.

10 Сборка узла ведомого вала

Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:

1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;

2. установка цилиндрического колеса;

3. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;

4. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;

5. установка и крепление верхнего корпуса;

6. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);

7. установка шпонки в паз на выходной конец вала.

БИБЛИОГРАФИЯ

1. Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, 2000 г.

2. Дунаев П.Ф. , Леликов. О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984 г.

3. Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 1989 г.