Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Курсовой проект

Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

редуктор двигатель привод силовой Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой, в которой приобретаются навыки и применяются знания правил, норм и методов конструирования.

Выполнение проекта базируется на знании математики, сопротивление материалов, материаловедение, стандартизации, машиностроительного черчения.

Целью курсового проекта является конструирование одноступенчатого редуктора общего назначения.

В кинематической схеме привода между электродвигателем и редуктором размещается ременная передача для снижения угловых скоростей. В курсовом проекте рассчитываются кинематические и силовые характеристики привода, параметры зубчатой передачи и ременной, конструируются валы редуктора, подбираются подшипники, шпонки, муфта, определяются нагрузки и допускаемые напряжения, осуществляется проверочный расчет элементов привода на прочность.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности, сокращение времени разработки — основные задачи конструкторов.

В курсовом проекте использованы новые тенденции редуктора строения, совершенные методы конструирования.

1.Теоретическая часть

1.1 Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, носит название привода. В общем виде привод включает в себя двигатель и передаточный механизм. Примером такого привода является заданная кинематическая схема курсового проекта.

Как известно, двигатели, создающие движение, имеют характеристики, не совпадающие с характеристиками исполнительного механизма (например, высокая скорость вращения двигателя и низкая — исполнительного механизма, и т. д.). Для согласования этих характеристик между двигателем и исполнительным механизмом следует установить механическую передачу — устройство, которое преобразует движение, перемещая его в пространстве. Известно большое количество различных типов передач, из которых можно сформировать все многообразие передаточных механизмов, обеспечивающих преобразование и передачу движения на расстояние, а также ориентацию его в пространстве, но укрупнено их можно представить в виде трех больших групп:

— передачи вращения;

— передачи, преобразующие вращательное движение в поступательное;

— передачи, преобразующие движение по заданному закону;

Передачи вращательного движения, в свою очередь, разделяются на передачи зацеплением (зубчатые, червячные, волновые, цепные и т. д.) и трением (ременные, фрикционные). Наиболее применяемые в современном машиностроении среди передач зацеплением являются зубчатые. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Они — зубчатые передачи — очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высокий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать практически любую мощность (до 36 тыс. КВт). К недостаткам зубчатых передач следует отнести: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум при работе со значительными скоростями, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

В связи с разнообразием условий эксплуатации формы элементов зубчатых зацеплений и конструкции передач весьма разнообразны.

2. Расчетная часть

2.1 Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

Определение КПД привода По таблице 2.2/6/ принимаем:

— КПД пары цилиндрических зубчатых колес з₁ = 0,96

— КПД пары подшипников качение з₂ = 0,99

— КПД ременное передачи з₃ = 0,97

— КПД муфты з₄ = 0,98

Общий КПД привода з = з₁•з₂^І•з₃•з₄ (6.10/3/)

з = 0, 96•0,99^І•0, 97•0, 98=0,894

Определяем требуемой мощности электродвигателя С_дв = P₃/з С_дв = 2,9/0,894 = 3,243 кВт Подбираем передаточные числа привода Рекомендуемые значение передаточных чисел Принимаем по таблице 2.3/6/.

— Передаточные числа ременной передачи

u_рп =2…3

— Передаточные числа цилиндрической зубчатого редуктора

u_р =2…6,3

Общее передаточное число привода u = u_р•u_рп (6.9/3/)

u = (2…6, 3) • (2…3) =4…18, 9

Определяем требуемую чистоту вращение двигателя

n_дв = n₃•u

n_дв = 110 (4…18,9) = 440…2079

Принимаем электродвигатель асинхронной серии 4А По ГОСТ 19 523–81 (табл. к9/6/) с частотой вращения 750 об/мин,

4АМ132S8У3.

P_ном = 4 кВт n_ном = 720 об/мин.

Кинематический расчёт привода Определяем фактическое передаточное число привода при выбранном электро-двигатели.

u = n_ном/n₃

u = 720/110 = 6,5

Передаточное число редуктора задано

u_р = 1,8, тогда

u_рп = u/u_р

u_рп = 6,5/1,8 = 3,6

Определяем частоту вращение и угловые скорости на валах привода:

— на валу двигателя ведущем шкиве ременной передачи.

n₁ = n_ном = 720 об/мин.

щ₁ = р•n₁/30

щ₁ = 3,14 • 720/30 = 75,36 рад/с.

— на ведомом шкиве ременной передачи, ведущем быстроходном валу редуктора.

N₂ = n₁/u_рп

N₂ = 720/3,6 = 200 об/мин щ₂ = р? n₂/30

щ₂ = 3,14 • 200/30 = 20,93 рад/с.

— на ведомом тихоходном валу редуктора.

N₃ = n₂/u_р

N₃ = 200/1,8 = 111 об/мин щ₃ = р? n₃/30

щ₃ = 3,14•111/30 = 11,63

2.2 Определение силовых параметров привода

Определяем величину вращающих моментов на валах привода:

— на валу двигателя ведущий шкив ременной передачи

M = P_ном/щ₁

M = 4· 10і/75,36 = 53,1 Н•м

— Ведущий шкив ременной передачи, быстроходный вал редуктора

M₁ = P_ном•10і· з₃•з₂/ щ

M₁ = 4· 10і·0,97•0,99/20,93 = 183,5 Н•м

— Тихоходный вал редуктора

M₂ = P_ном•10і· з/ щ3

M₂ = 4· 10і·0,894/11,63 = 307,5 Н•м

2.3 Выбор материалов зубчатой передачи

Так как в задание нет особых требований в отношении габаритов передачи, то материал шестерни и колеса выбираем в зависимости от величины вращающего момента на тихоходном валу проектируемого редуктора.

Материал шестерни-сталь 40ХН, улучшение до твердости 350НВ Материал колеса-сталь 40ХН, улучшение до твердости 320НВ

2.4 Определение допускаемых напряжений

Определение допускаемых контактных напряжений

[у_н] = у_но/[S_н]•K_НL где (9,37/3/)

у_но — придел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала у_но=2НВ+70

[S_н] - допускаемый коэффициент безопасности

[S_н] = 1,1 — при нормализации, улучшении.

K_НL — коэфициент долговечности

K_НL = 1 — при длительной эксплуатации передачи постоянной нагрузке.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни.

[у_н]₁ = 2HB₁+70/[S_н]• K_НL

[у_н]₁ = 2•350+70/1,1•1 = 700 Н/ммІ

Допускаемое контактное напряжение для колеса.

[у_н]₂ = 2HB₂+70/[S_н]• K_НL

[у_н]₂ = 2•320+70/1,1•1 = 645,5 Н/ммІ

Т.к. передача прямозубая то расчет выполняем по допускаемому напряжению для колеса как менее прочному.

Определяем допускаемое напряжение изгиба

[у_F] = у_F0/[S_F]•K_FL•F_FC (9/42/3/)

Где у_F0-придел выносливости зубьев при изгибе (табл. 9.3/3/)

у_F0 = 1.8HВ1

[S_F ] - допускаемый коэффициент безопасности

[S_F] = 1.75-для зубчатых колёс изготовленных из поковок и штамповок

K_FL-коэффициент долговечности K_FL=1.при длительной эксплуатации передачи

K_FC-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложение нагрузки

K_FC = 1 передача не реверсивная.

Допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

у_F01 = 1,8•350 = 630 Н/мм²

[у_F]₁ = у_F01/ [S_F]• K_FL•K_FC = 308,5 Н/мм²

[у_F]₁ = 630/1,75 •1•1 = 360 Н/мм²

Допускаемое напряжение для колеса:

у_F02 = 1,8•320 = 576 Н/мм²

[у_F]₂ = у_F02/ [S_F]• K_FL• K_FC = 277,7 н/мм²

[у_F]₂ = 576/1,75•1•1 = 329 Н/мм²

Расчет выполняем по допускаемому напряжению изгиба для колеса как менее прочному.

2.5 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Определение межосевого расстояния условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.

(9,26/3/)

Где М₂ — вращающий момент на тихоходном валу редуктора Н•м К_HB — коэффициент неравномерности распределение нагрузки по ширине зубчатого венца Ш_а — коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояние принимаем, Ш_а = 0,5 при симметричном расположении колес.

Значение коэффициента K_HB принимаем в зависимости от делительного диаметра.

Ш_d = 0,5Ша (u_p+1) = 0,5• 0,5 (1,8+1) = 0,7 (9.45/3/)

K_HB = 1,03

=138,6• = 138,6•0,777 = 107,69 мм

Значение межосевого расстояние принимаем по ГОСТ 2185–75

а_щ = 107,69 = 125 мм.

Определяем модуль зацепление

m? 6,8 M₂(u_p+1)/u_p a_щ b₂[у_f2]

где b₂ — это ширина венца зубчатого колеса

b₂ = Шa•a_щ

b₂ = 125•0,5 = 62,5 мм.

принимаем по стандарту из ряда R_a40

b₂ = 63 мм.

m? 6,8•307,5•10³ (1,8+1)/1,8•125•63•329 = 1.25 мм принимаем стандартный модуль зацепление по ГОСТ 9563–76

m_n = 1,5 мм.

Определение основных параметров колеса и шестерни Определяем ширину венца шестерни

b₁ = 1,12 b₂

b₁= 1,12•63 = 70,56 мм.

Принимаем по стандарту из ряда R_а40

b₁ = 71 мм Определяем суммарное число зубьев

?_У = 2aщ/m

?_У = 2•125/1,5 = 166

Определяем число зубьев шестерни и колеса

?₁ = ?_У(u+1) =166/1,8+1 = 59

?₂ = ?_У-? = 166−59 = 107

Определяем фактическое передаточное число

u_ф = ?₂/?₁

u_ф = 107/59 = 1,8

Что соответствует заданному номинальному значению Отклонение от заданного значение допускается 4%.

Определяем основные геометрические размеры передачи Делительный диаметр:

d₁ = m?₁ = 1,5•59 = 89,5 мм

d₂ = m?₂ = 1,5•107 = 160,5 мм Уточняем межосевое расстояние:

a_щ = (d₁+d₂)/2

a_щ = 89,5+160,5/2 = 125 мм Окружная скорость зубчатых колёс и степень точности передачи х = рn₂d₁/60

х = 3,14•200•89,5/60•1000 = 0,94 м/с Определяем силы в зацепление Окружная сила:

F_t = 2M₂/d₂ (9.12/3/)

F_t = 2•307,5/160,5 = 3831,77 H

Радиальная сила:

F_r = F_t•tgб

F_r = 3831,77•0,364 = 1394,77 H

Принимаем коэффициент динамической нагрузки

K_hх = 1,2 (9.6/3/)

Определяем расчетное контактное напряжение у_H = 310/a_щu_p (9.25/3/)

у_H = 310/125•1,8 = = 1,38•363,913 = 502,2 Н/ммІ

Определяем коэффициент формы зуба. Для шестерни и колеса:

Для шестерни: ?1 = 59; YF1 = 3,64

Для колеса: ?2 = 107; YF2 = 3,6

Сравнительная характеристика зубьев на изгиб для шестерни и колеса.

Для шестерни:

[у_F]₁/Y_F1 = 360/3,64 = 98,9 H/мм² (9.32/3/)

Для колеса:

[у_F]₂/Y_F2 = 329/3,6 = 91,4 Н/мм²

Прочность зубьев колеса оказалась ниже прочности зубьев шестерни

[у_F]₂/Y_F2<[у_F]₁/Y_F1, поэтому проверочный расчет передачи на изгиб выполняем по зубьям колеса.

Принимаем коэффициенты:

K_FB = 1,06 (9.5/3/)

K_Fх = 1,4 (9.6/3/)

Определяем расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса.

у_F2 = Y_F2 (F_t/b₂m) K_FB K_Fх < [у_F]₂ = 329 Н/ммІ

у_F2 = 3,6•(3831,77/63•1,5)•1,06•1,4 = 217 Н, ммІ

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

2.6 Проектировочный расчет вала

Предварительный расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

[фk] =12…25 H/мм²

для быстроходного вала берём меньшее значение.

Определение диаметра выходного вала конца ведущего вала

d_b1 = (14.1/3/)

d_b1 =

Принимаем ближайшее большее значение из ряда Ra40 (табл. 1.1/3/)

d_b1 = 40 мм Диаметр вала под подшипники принимаем

d_п1=40

шестерни выполним за одно целое с валом.

Определяем диаметра выходного конца ведомого вала

d_b2 =

d_b2 = = 41,2 мм Принимаем ближайшее большее значения из ряда Ra40 (1.1/3/)

d_b2 = 42 мм Диаметр вала под подшипнику принимаем

d_п2 = 50 мм Диаметр вала под зубчатым колесом

d_к2 = 55 мм Диаметр остальных участков валов назначаем, находя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.7 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

— делительный диаметр шестерни

d₁ = 89,5 мм

— диаметр вершин зубьев

d_a1 = d₁+2m

d_a1 = 89,5+2•1,5 = 92,5 мм

— диаметр впадин зубьев

d_f1 = d₁-2,5m

d_f1 = 89,5−2,5•1,5 = 85,75 мм

— ширина шестерни

b₁ = 1,12•b₂

b₁ = 1,12•63 = 70,56 мм Колесо кованное.

— делительный диаметр колеса

d₂=160,5 мм

— диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂+2m = 160,5+2•1,5 = 163.5 мм

— диаметр впадин зубьев

d_f2 = d₂-2,5m = 160,5−2,5•1,5 = 156,75 мм

— ширина колеса

b₂ = 63 мм

— диаметр ступицы колеса

d_ст = 1,6d_k2

d_ст = 1,6•55 = 88 мм

— длина ступицы колеса

L_ст = 1,2d_k2

L_ст = 1,2•55 = 66 мм

— толщина обода колеса д₀ = 4m_n

д₀ = 4•1,5 = 6 мм

— толщина диска колеса С = 0.3b₂

C = 0,3•63 = 19 мм Проверка пригодности заготовок шестерни и колеса Диаметр заготовок шестерни

D = d_a1+6 мм

D = 92,5+6 = 98,5 мм < Меньше принятого значение.

Ширина заготовок колеса

S = b₂+4 мм

S = 63+4 = 67 мм < Меньше принятого значение.

Условие пригодности колеса и шестерни выполняется.

2.8 Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям таблица 8.¾/ определяем размеры корпуса и крышки редуктора.

— толщина стенки корпуса и крышки редуктора д = 0,025aщ+1 = 0,025•125+1 = 4,125 мм б₁=0,02aщ+1 = 0,02•125+1 = 3,5 мм принимаем: б=8; б₁=8.

— толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

b = 1,5д = 1,5•8 = 12 мм

— толщину нижнего пояса крышки редуктора

b₁ = 1,5д₁ = 1,5•8 = 12 мм

— толщину нижнего пояса корпуса

p = 2,35д = 2,35•8 = 19 мм

— диаметр фундаментных болтов

d₁ = (0,03…0,036) a_щ+12 = (15,75…16,5) мм Принимаем болты с резьбой М16

— диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7…0,75) d₁ = (11,2…12) мм Принимаем болты с резьбой М12

— диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,5…0,6) d₁ = (8…9,6)

Принимаем болты с резьбой М10.

2.9 Расчет ременной передачи

Исходные данные для расчета:

— вращающий момент на ведущем шкиве М = 53,1 Н•м

— вращающий момент на ведомом шкиве М₁ = 183,5 Н•м

— частота вращение ведущего шкива n_ном = 720 об/мин

— передаточное вращение u_рп.= 3,6

— скольжение ремня при плоскоремённой передачи? = 0,01

— работа односменная, нагрузка спокойная.

Выбор типа ремня Принимаем резинотканевый ремень типа А, как получивший наибольшее распространение.

Определение диаметра ведущего (малого) шкива

— диаметр ведущего (малого) шкива

d₁ = (52…64) (8.3/3/)

d₁ = (52…64) =(195,52…240,64) мм Принимаем стандартное значение (стр. 128/3/)

d₁ = 224 мм Определение диаметра ведомого (большого) шкива с учетом скольжение ремня.

d₂ = d₁•u_p.п (1-?) = 224•3,6• (1−0.01) = 798,3 мм Принимаем стандартное значение

d₂ = 800 мм Уточняем передаточное отношение

?_рп = d₂/d₁ (1-?) = 800/224•(1−0,01) = 3,6

отклонение от принятого составляет Д = u_pп-?_рп / ?_рп = 3,6−3,6/3,6 = 0% < 5%

Условие выполняется.

Определение скорости ремня

? = р•n_ном•d₁/60 < 30 м/с

? = 3,14· 720·224/60·10і = 8,44 м/с Условие выполняется.

Определение межосевого расстояния

a = 2• (d₁+d₂) = 2• (224+800) = 2048 мм (8.5/3/)

Определение расчетной длины ремня

L_p? 2a+0,5р•(d₁+d₂) + 0,25•(d₂-d₁)І/a (8.7/3/)

L_p? 4096+1607,68+162 = 5866 мм Принимаем стандартное значение длины

L_р = 5600 мм Определяем частоты пробега ремня

u = ?/L_p? [u] = 5c^-1

u = 8,44/5,600 = 1,5c^-1

Условие выполняется.

Определение угла обхвата ремнём малого шкива б₁ = 180^?-57^? (d₂-d₁)/a > [б] = 150^? (8.9/3/)

б₁ = 180^?-57^? (800−224)/2048 = 164^?

Условие выполняется.

Определяем толщину ремня для резинотканевых ремней (стр. 142/3/)

д/d₁ = 1/40 при d₁ = 224 мм д = d₁/40 = 224/40 = 5,6 мм По таблице 8.1/3/ принимаем толщину ремня д = 4,5 мм.

Определение номинальной удельной окружной силы К₀ = S-w•(д /d₁),

где S, w — опытные коэффициенты принимаемые в зависимости от вида ремня (стр. 142/3/)

S = 2,5; w = 10

К₀ = 2,5−10•(4.5/224) = 2,3 Н/ммІ

Определение коэффициентов условия работы Согласно условием работы принимаем коэффициенты (8.7)

С_б = 0,98

С_х = 1,012

С_и = 1

С_р = 1

Определение допускаемой удельной окружной силы

[K] = K₀• С_б• С_х• С_и / С_р = 2,3 Н/мм² (8.3/3/)

Определение окружной силы передаваемой ремнем

F_t = P/? = 4•10³/8,44 = 473,94 H (6,3/3/)

Определение ширины ремня

b = F_t / ([K] д) = 473,94/(2,3•4,5) = 45,8 мм Принимаем b = 50 мм Определение ширины шкивов

B = (1,1…1,15)•b

B = 1,1•45,8 = 50,38 мм

B = 1,15 • 45,8 = 52,67 мм Принимаем стандартное значение

B = 63 мм (стр. 67/4/)

Определение силы предварительного натяжения ремня

F₀ = A•у₀

Где, А — площадь поперечного сечения ремня, А = дb = 4,5•50 = 225 ммІ

у₀ — напряжение от предварительного натяжения у₀ = 1,8 Н/ммІ

F₀ = 225•1,8 = 405 Н Определение силы действующей на вал

F_b = 2F₀•sin (б/2) (8,15/3/)

F_b = 2•405•0,9903 = 802,15 H.

2.10 Первая эскизная разработка чертежа узла редуктора

Компоновку проводим в два этапа.

Первую эскизную разработку выполняем для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии-оси валов на расстоянии, а_щ = 125 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширине венца и выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса А₁ = 1,2•8 = 9,6 мм При наличии ступицы зазор берётся от торца ступицы б) Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, А = 8 мм в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса: А = 8 мм, если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние, А надо брать от этого диаметра.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии:

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 45 мм и d_п2 = 50 мм.

По таблице К.27/6/ принимаем подшипники

Решаем вопрос о смазыванию подшипников так как редуктор по кинематической схеме находится за ременной передачи, то частота вращения его валов относительно невелика, поэтому для смазывание подшипников из масленой ванны редуктора, которая попадает в подшипниковые гнезда при его разбрызгивание вращающими колесами. Для предотвращения вытекание смазки устанавливаем мазе удерживающие кольца.

Измерение находим расстояние на ведущем валу l₁ = 64 мм; на ведомом валу l₂ = 63 мм. Окончательно примем l₁ = l₂ = 64 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г?1,5B

Для подшипника 210

l_г = 1,5•20 = 30 мм.

Для редуктора примем врезные крышки. Размеры крышек по рекомендациям таблица К.18/6/, в зависимости от размеров подшипников h = 16 мм.

Зазор между ступицей шкива ременной передачи и крышкой подшипника примем 10 мм.

Зазор между цилиндром полумуфты МУВП и крышкой подшипника примем 10 мм.

L_цил = 82 мм Измерением устанавливаем l₃ = 66 мм; l₄ = 119 мм.

2.11 Подбор муфты и её проверочный расчет

Между ведомым валом редуктора и валом рабочей машины присутствует соединительная муфта.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) которое получила широкое распространение благодаря относительной простате конструкции и удобству замены упругих элементов.

Стандартные размеры муфты подбираем на вращательном моменту М₂=307,5 Н•м (таблица К.21/6/; К.22/6/)

Для диаметра выходного конца тихоходного вала d_B2 = 42 мм Подбираем муфту МУВП 500−42-I, II-У3 ГОСТ 21 425–93

— передаваемый вращательный момент 500 Н•м > заданного

— угловая скорость 380 рад/с > заданного

— диапазон отверстий под вал 42 мм

— длина цилиндра полумуфты l_цил = 82 мм

— диаметр пальца d_п=18 мм

— длина втулки l_вт = 36 мм

— количество пальцев z = 6

— диаметр втулки d₀ = 36 мм

— наружный диаметр муфты D = 170 мм

— диаметр расположение пальцев D₀ = D — (1,5…1,6) d₀ = 116 мм

— смещение осей и валов Д_r = 0,3 мм; Д? = 1^?

— материал муфты — чугун С421 — 40 материал пальцев сталь — 45.

Упругие элементы муфты проверяем на напряжением смятия (предполагаем, что нагрузка равномерна, распределена между пальцами) у_см = (2•M_расч) /z D₀d_пl_вт? [у_cм] (23/5/)

где М_расч = К•М₂

К — коэффициент режима работы муфты К = 1,25…1,5 (таблица 10.26/4/)

[у_cм] - допускаемое напряжение смятия

[у_cм] = 2…4 (Н/ммІ)

у_см = (2•1,5•307,5•10і)/ 6•116•18•36 = 2,05 Н/ммІ

Условие прочности выполняется.

Пальцы муфты рассчитываем на изгиб у_н = 2•М_расч•(0,5l_вт+с) / z•D₀•0,1•d_п³? [у_н]

где с — зазор между полумуфтами с = 3…5 мм.

[у_н] - допускаемое напряжение изгиба = 120 Н/ммІ

у_н = 2•1,5•307,5· 10і·(0,5•36+3) /6•116•0,1•18³ = 47,73 Н/мм²

Условие прочности выполняется.

Определение радиальной силы действующий на вал

F_м=С_Дr Д_r (17.2/3/)

Где С_Дr — радиальная жесткость муфты (таблица 10.27/6/)

Д_r — радиальное смещение

F_м = 5400•0,3 = 1620 Н

2.12 Подбор подшипников для валов редуктора

Ведущий вал (см. схему № 1)

Из предыдущих расчетов имеем:

F_t1 = 3831, 77 H; F_r1 = 1394,77 H; F_B = 802,15 H

Из первого этапа компоновки

l₁ = l₂ = 64 мм; l₃ = 66 мм Определение реакции опор:

— в горизонтальной плоскости УМ₁ = 0; F_t1•l₁-R_x2•2l₁ = 0

R_x2 = F_t•l₁/2l₁ = 3831,77•64/2•64 = 1915,885 H

УM₂ = 0; R_x1•2l₁-F_t•l₁ = 0

R_x1 = F_t•l₁/2l₁ = 3831,77•64/2•64 = 1915,885 H

Проверка Уx = 0; R_x1-F_t+R_x2 = 0

1915,885−3831, 77+1915,885 = 0

— в вертикальной плоскости УМ₁ = 0; F_B•b₃+F_r•l₁+R_y2•2l₁ = 0

R_y2 = - (F_B•l₃+F_r•l₁/2l₁) = - (802,15•33+1394,77•64/2•64) = -1111

УM₂ = 0; F_B•(l₃+2l₁)+R_y1•2l₁-F_r•l₁ = 0

R_y1 = - F_b•(l₃+2l₁)+F_r•l₁/2l₁ = -802,15•(66+2•64)+1394,77•64/2•64 = -518,375

У y=0

F_B-R_y1-F_r+R_y2=0

Построение эпюр изгибающих моментов

— относительно оси y

M_yA = 0; M_y1 = 0

M_y3 = R_x1•l₁ = = 122,62 Н•м

M_y2 = R_x1•2l₁-F_t•l₁ = 1915,885•2•0,064−3831,77•0,064 = 0

— относительно оси x

М_xА = 0;

М_х1 = F_B•l₃ = 802,15•0,066 = 52,9419 Н•м

M_x3 = F_B• (l₃+l₁) — R_y1•l₁ = 71, 1035 Н•м

M_x2 = F_B• (l₃+2l₁) — R_y1•2l₁-F_r•l₁

M_x2 = 802, 15• (0,066+2•0,064) — 518,375•2•0,064−1394, 77•0,064 = 0

Построение эпюры вращающих моментов Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы шкива до середине ступицы колеса.

Определение суммарных реакции опор Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Проверяем возможности установки ранее принятого подшипника:

Шарикового, радиального легкой серии 209 по ГОСТ 8338–75.

В соответствии с условиями работы подшипника принимаем коэффициенты:

V — Коэффициент учитывающий вращение колец

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника) К_б — коэффициент безопасности К_б = 1,3…1,5 (для редукторов) К_т — температурный коэффициент К_т = 1,05…1,25 (при температуре 125^?-200^? С)

x, y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

x = 1; y = 0

Определение эквивалентной динамической нагрузки

R_э =V•R_r2•K_б•K_т=2,08 Кн

R_э = 1•2214,71•1,3•1,05 = 3023,08 кН Определение расчетов долговечных подшипников

L_10h = a₁•a₂₃•10⁶/60 n₁•(C_r/R_э)³>L_h

Где а₁ — коэффициент надёжности а₁=1 при безотказной работе подшипников и качестве эксплуатации.

а₂₃-коэффициент учитывающий качество подшипников и качество эксплуатации а₂₃=0,7…0,8 для шариковых подшипников

L_h-требуемая долговечность подшипников

L_h = (20…30)•10³ часов, для редуктора (таблица 9.4/6/)

L_10h = 1•0,7•10⁶/60· 200·(33,2/3,2 308)і = 77 265,42 ч.

Условие выполняется.

2.13 Подбор шпоночных соединений и проверочный расчёт

Для соединение вала с зубчатым колесом, шкивом и полумуфтой применяем призматические шпонки по ГОСТ 23 360–78 (таблица К.42/6/)

Шпонки изготовлены из стали 45; термическая обработка-нормализация;

у_в? 600 Н/ммІ

Размеры сечения шпонки и глубину паза вала выбираем в зависимости от диаметра вала из условия прочности на смятие.

Ведущий вал: диаметр выходного конца вала (под шкив) d_в1 = 40 мм, Шестерня выполняется за одно целое с валом Размеры шпонки bхh = 12×8 мм Глубина паза вала t₁ = 5 мм Стандартная длина шпонки l = 56 мм, при длине ступицы шкива B = 63 мм.

у_см = 2•М₁/d_в1•(h-t₁)•l_p? [у_см], где

l_p — рабочая длина шпонки

l_p = l-b = 56−12 = 44 мм у_см = 2· 183,5·10і/40·(8−5)•44 = 69,5 Н/ммІ

[у_см] - 70…100н/мм²-для чугунных ступиц, при скорости ?< 30 м/с Условие прочности выполняется.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала (под полумуфту)

d_в2 = 42 мм Размеры шпонки bхh = 12×8 мм Глубина паза вала t₁ = 5 мм Стандартная длина шпонки

l = 70 мм, при длине цилиндра полумуфты l_ц = 82 мм Диаметр вала под зубчатое колесо d_к2 = 55 мм Размеры шпонки bхh = 16×10 мм Глубина паза t₁ = 6 мм Стандартная длина шпонки

l = 56 мм, при длине ступицы колеса l_ct = 66 /мм На смятие проверяем шпонку для чугунной полумуфты как более нагруженную у_см = 2•М₂/d_в2•(h-t₁)•l_p? [у_см]

lp = l-b = 70−12 = 58 мм у_см = 2· 307,5·10і/42•(8−5)•58 = 84,15 Н/ммІ

Условие прочности выполняется.

2.14 Вторая эскизная работа чертежа узла редуктора

Второй этап компоновки нужен целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

— Наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояния мм. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

— Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса оставляем свободное пространство чтобы масло разбрызгиваемое зубчатым колесом при его вращении могло попасть в подшипниковые гнезда;

— Вычерчиваем крышки подшипников (табл. К18/6/);

— Между подшипниками и врезными крышками устанавливаем распорные втулки;

— Переход вала d_п1 = 45 мм выполняем на расстоянии 10 мм от торца крышки подшипника;

— Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы шкива;

Длина вала короче длины ступицы на 3 мм.

Аналогично конструируем узел ведомого вала:

— Отложив от середины редуктора расстояние 64 мм проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники, оставляя между торцами подшипника и внутренней стенкой корпуса свободное пространство;

— Подшипниковые гнезда, врезные крышки подшипников, распорные втулки конструируем аналогично ведущему валу;

— Переход вала диаметром 50 мм к присоединительному концу диаметром 42 мм выполняем на расстоянии 10 мм от торца крышки подшипника;

— Длина присоединительного конца вала на 3 мм. короче цилиндра полумуфты.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ — 23 360 — 78.

Вычерчиваем шпонки, принимая их длину на 5 — 10 мм меньше длины ступиц. Уточняем расстояние между опорами. Отклонения от ранее принятых величин незначительны.

2.15 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников

Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание зубчатого зацепления жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Масло заливается внутрь корпуса до полного погружения обода колеса.

Сорт масла выбираем в зависимости от расчетного контактного напряжения зубьев колеса и фактической окружной скорости колес.

При контактных напряжениях у_н = 502,2 Н/мм² и окружной скорости х = 0,94 м/с, принимаем масло (табл 10.29/6/) И-Г-А-68 (Индустриальная гидравлическое масло без присадок) Количество масла применяем из расчета 0.4…0.8 литров масла на 1кВт из расчета мощности. V = 0.5•Р_дв = 0,5•4 = 2 литра.

В цилиндрических редукторах уровень масла определяем из условия

m? h_м? 0,25d₂

1,5? 15? 40,125

Принимаем

Подшипники смазываем разбрызгиванием масла вращающимся зубчатым колесом, при котором масло попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников.

2.16 Выбор посадок. Расчет зазоров, построение полей допусков

При передачи вращающего момента шпоночным соединением рекомендуется на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса создавать натяг.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями ГОСТ 2 530 047– — 82 (таблица 8.11 /4/).

— посадка зубчатого колеса на вал H7/р6

— посадка шкива ременной передачи на вал редуктора H7/h6

— посадка полумуфты МУВП на тихоходный вал редуктора H7/h6

— посадка внутренних колец подшипника на валы L0/к6

— посадка наружных колец подшипника в корпус H7/l0

— посадка крышек подшипника в корпус редуктора H7/h7

— посадка распорных втулок H8/h8

Строим схему полей допусков для посадки с натягом:

Ш55 Н7/р6

Значение допуска и предельных отклонений для основного отверстия:

TD = 30 мкм EI = 0 ES = 30 мкм Значение допуска и предельных отклонений для вала:

Td = 19 мкм ei = 32 мкм es = 51 мкм Вычисляем предельные размеры:

— для отверстия:

D_max = D+ES = 55+0,030 = 55,030 мм

D_min = D+EI = 55+0 = 55 мм

— для вала:

d_max = d+es = 55+0,051 = 55,051 мм

d_min = d+ei = 55+0,032 = 55,032 мм Вычисляем натяги:

N_max = es — EI = 51 — 0 = 51 мкм

N_min = ei — ES = 32 — 30 = 2 мкм Вычисляем допуск посадки с натягом:

TN = N_max — N_min = 51 — 2 = 49 мкм

TN = TD — Td = 30 + 19 = 49 мкм

2.17 Сборка редуктора

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

— На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 — 100 C;

Распорные втулки и крышки подшипников;

— В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубатое колесо до упора в бурт вала;

Затем надевают распорную втулку, устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле, распорные кольца и врезные крышки подшипников;

— Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора;

Надевают крышку корпуса, предварительно покрывая стыки крышки и корпуса спиртовым лаком; Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; Затягивают болты, крепящие крышки к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые гнезда закладывают пластичную смазку.

Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Затем закрепляем крышку болтами, ввертывают пробку масло спускного отверстия, прокладкой и масло указатель. Заливают в корпус масло, Закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе установленной техническими условиями.

Заключение

В курсовом проекте был запроектирован и рассчитан одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения. Передача прямозубая.

Были выбраны:

— Мощность электродвигателя;

— Материалы шестерни и колеса;

— Определенны параметры зубчатой и ременной передачи;

— Выполнен подбор и проверочный расчет подшипников качения, муфты, шпонок;

— Описана последовательность сборки редуктора.

По результатам расчета редуктора оценивается критерий технического уровня.

За критерий технического уровня разработанного редуктора можно принять отношение То есть отношение массы редуктора m (кг), к вращающему моменту M₂ (нм) На тихоходном валу редуктора.

Массу редуктора определяем по формуле: m = V, где — коэффициент заполнения, определяется по графикам в зависимости от межосевого расстояния. При a = 125 мм; = 0,43

— плотность чугуна

= 7,4 • 10³ кг/м³

V — Ориентировочный объем редуктора

V = LЧBЧH (м³)

V = 270Ч86Ч183,5 = 0,0043 м³

m = 0,43 • 7,4 • 10³ • 0,0043 = 1,37 кг Технический уровень редуктора высокий.

Качественная оценка уровня — высокая (таблица 12.1/6/)

1 Клоков В. Г. Расчет и проектирование деталей машин — М.: МГИУ, 2011

2 Куклин Н. Г., Куклина Г. С., Житков В. К. Детали машин — М.: Илекса, 1999

3 Фролов М. И Техническая механика. Детали машин — М.: Высшая школа, 2009

4 Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин — М.: Машиностроение, 2009

5 Чернилевский Д. В Курсовое проектирование деталей машин и механизмов — М.: Высшая школа, 1999

6 Шейнблит А. Е Курсовое проектирование деталей машин — Калининград: Янтарный сказ, 2014

7 Эрдеди А. А., Эрдеди Н. А Детали машин — М.: Высшая школа, 2013