Проектирование одноступенчатого

Стр 1 из 3Следующая ⇒

КУЧАЕВ РУСЛАН МАРСОВИЧ

Курсовая работа

Проектирование одноступенчатого

цилиндрического редуктора

«К защите допускаю»

Руководитель: Ахмаров Р.Г.

___________________________

«____» ____________ 2008

Оценка при защите

____________________

«____» __________ 2008

Уфа 2008

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………………….4

1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 4

1.1 Общий коэффициент полезного действия. 4

1.2 Вычисление мощности двигателя: 4

1.3 Плонумеруем валы и определим мощность на каждом валу: 4

1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов. 5

1.5 Крутящие моменты на валах. 5

2 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 6

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки: 6

2.2 Допускаемые контактные напряжения зубьев. 6

2.3 Допускаемые напряжения изгиба. 7

2.4 Определяем межосевое расстояние колес. 7

2.5 Определяем модуль передачи. 8

2.6 Определяем числа зубьев шестерни и колеса. 8

2.7 Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса. 8

2.7.1 Определение делительных диаметров. 8

2.7.2 Определяем диаметры вершин зубьев. 8

2.7.3 Определяем диаметры впадин. 8

2.7.4 Определяем ширину венца шестерни и колеса. 8

2.7.5 Проверяем величину межосевого расстояния. 8

2.8 Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям.. 9

2.8.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки. 9

2.8.2 Определяем расчетные контактные напряжения. 10

3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 11

3.1 Коэффициент эксплуатации передачи. 11

3.2 Число зубьев. 11

3.3 Расчетная мощность передачи. 11

3.4 Выбор цепи: 11

3.5 Геометрические параметры передачи. 11

3.6 Диаметр звездочек. 12

3.7 Проверка износостойкости шарниров цепи. 12

4 РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА.. 13

4.1 Проектный расчет вала. 13

4.2 Определение реакций в опорах вала. 13

4.3 Определение суммарных изгибающих моментов. 14

5 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.. 15

5.1 Выбор подшипника. 15

5.2 Определяем эквивалентную радиальную нагрузку. 15

6 ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК.. 16

6.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку. 16

6.1.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие. 16

6.2 Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала под звездочку. 16

6.2.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие. 16

7 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА.. 17

8.1 Выбор сорта смазки. 18

8.2.1 Предельно допустимые уровни погружения колес в масляную ванну: 18

8.2.2 Теперь определим уровень масла от дна корпуса редуктора: 19

8.2.3 Объем масляной ванны.. 19

8.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес. 19

10 Сборка узла ведомого вала. 21

БИБЛИОГРАФИЯ.. 22

ВВЕДЕНИЕ

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

Угловые скорости и частоты вращения валов.

об/мин,

об/мин

ω 1= π · /30= рад/с,

ω 2= π · /30= рад/с,

ω 3= π · /30= рад/с

Крутящие моменты на валах.

Т1=Р1/ ω 1=10, 02·1000/76, 4=131, 15Нм,

Т2=Р2/ ω 2=10, 34·1000/19, 1=541, 3Нм,

Т3=Р3/ ω 3=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

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

Допускаемые напряжения изгиба

Принимаем

Определяем модуль передачи

m =(0.01…0, 02) ·а=0, 01·170=1, 7мм

Принимаем величину модуля m=2мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

принимаем z₁=34

Число зубьев колеса:

Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса

Определяем диаметры впадин

Шестерня: d_f₁ = d₁ – 2, 5m = 68-2.5·2=63 мм

Колесо: d_f₂ = d₂ – 2, 5m = 272-2.5·2=268 мм

Параметры зацепления

Числовые значения

Модуль, m

Межосевое расстояние, а

170

Шестерня

Колесо

Геометрические параметры

Числовые значения

Геометрические параметры

Числовые значения

Число зубьев, z₁

Число зубьев, z₂

136

Ширина венца, в₁

Ширина венца, в₂

Делительный диаметр, d₁

Делительный диаметр, d₂

272

Диаметр вершин зубьев, d_a1

Диаметр вершин зубьев, d_a2

276

Диаметр вп

адин зубьев, d_f1

Диаметр впадин зубьев, d_f2

268

Условие выполнено.

3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Число зубьев

Z₁=25 (c. 286, /2/).

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

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/).

Диаметр звездочек

Проектный расчет вала

мм. Принимаем 55

мм.

ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Выбор подшипника.

Учи тывая 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, d = 60 мм;

Наружный диаметр подшипника, D =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.

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

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).

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.

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 колес а. 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.

Объем масляной ванны

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

Объем масляной ванны составил ≈ 1, 2 л.