Устройство и работа редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

Введение

1. Назначение, устройство и работа механизма

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

3. Расчет зубчатой передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Конструктивные размеры зубчатого колеса

7. Расчет открытой передачи

8. Проверка долговечности подшипников

9. Уточненный расчет валов

10. Проверка шпоночных соединений

11. Допуски и посадки сопрягаемых поверхностей

12. Сборка и смазка редуктора

Заключение

Список литературы



Введение

В данном курсовом проекте необходимо разработать механический привод по заданной схеме. Он включает в себя электродвигатель, соединенный посредством муфты и клиноременной передачи с быстроходным валом цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.

Проектирование привода осуществляется на основании технического задания, в котором содержатся назначение, основные характеристики и режимы нагружения механизма. Необходимо выполнить кинематический расчет, выбрать двигатель, рассчитать ременную и цилиндрическую передачи, спроектировать валы, корпус редуктора, проверить на прочность передачи, валы и шпонки, а также подшипники редуктора на долговечность, выбрать способ смазки и смазочный материал.



1. Назначение, устройство и работа механизма

Цилиндрические редукторы общемашиностроительного назначения применяется для передачи вращательных движений между валами расположенными параллельно относительно друг к другу. Эксплуатироваться они могут как при постоянной, реверсной, переменной, а так же однонаправленных нагрузках, при постоянных работах, так и при работе с периодичными остановками.

Классифицируются цилиндрические редукторы по следующим признакам:

По количеству ступеней в редукторе (передач) - различают одноступенчатые, двухступенчатые, трехступенчатые, четырехступенчатые;

По межосевому расстоянию между входным и выходным валов - соосные и параллельными валами. Соосными являются редукторы входной и выходной валы которых направлены в разные стороны, межосевое расстояние меньшим, чем расстояние передач, такими могут быть редукторы со ступенеми от двух и выше;

По способу установки - на лапах, во фланцевом исполнении.

К преимуществам использования цилиндрических редукторов относят высокий КПД, цилиндрические зубчатые передачи в зависимости от передаточного числа имеют КПД, достигающий 98%. Благодаря высокой нагрузочной способности способны передавать фактически без потерь большую работу. Благодаря высокому КПД передаваемая энергия почти не рассеивается, вследствие чего, нагрев рабочих элементов фактически не происходит. Из-за этих достоинств цилиндрический редуктор распространен в приводах машин, таких как: металлорежущих и обрабатывающих станках, мешалок, измельчителей.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.



2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД привода.

Принимаем КПД муфты, цепной и цилиндрической передач, а также трех пар подшипников по [1, табл.1.1].

==0,858.

Требуемая мощность двигателя:

Р===9,33 кВт.

Ориентировочное передаточное число привода:

Принимаем средние передаточные числа передач по [1, с.7]:

=.

Ориентировочная частота вращения двигателя:

мин.

По таблице двигателей [1, табл.П.1] принимаем Р_дв. Р=11 кВт.

Выбираем электродвигатель 4А132М4, для которого Р_дв=11 кВт,

n=1500 мин, S=2,8%.

Асинхронная частота вращения двигателя



n=n(1-)=1500(1-)=1458 мин.

Уточнение передаточных чисел передач.

Общее передаточное число привода

По рекомендациям [1, с.8] принимаем =4.

Определим необходимое передаточное число цепной передачи.

Частоты вращения на валах.

Быстроходный вал редуктора n= n=1458 мин.

Тихоходный вал редуктора n= n/=1458/4=364,5 мин.

Выходной вал привода n= n/=364,5/3,65=100 мин.

Поскольку частота вращения выходного вала, полученная при проектировании, совпадает с требуемой, то расчет передаточных соотношений произведен без ошибок.

Угловые скорости на валах привода.

с.

с.

с.

Мощности на валах:



кВт.

кВт.

кВт.

кВт - совпадает с первоначальным расчетом.

Крутящие моменты на валах.

Нм.

Нм.

Нм.

Нм.

3. Расчет зубчатой передачи

Определение допускаемых напряжений.

Принимаем косозубую передачу. Материал колеса и шестерни выбираем по [1, табл.3.3] - cталь 40Х с термообработкой - улучшение. Твердости колеса HB и шестерни HB [1, табл.3.3].

Допускаемые контактные напряжения.

,

где - предел контактной выносливости для шестерни и колеса.



МПа.

МПа.

Коэффициент безопасности [S]=1,1 для улучшенных передач [1, с.33].

Коэффициент долговечности .

Здесь - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

.

.

- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при постоянной нагрузке. Здесь срок службы передачи:

ч.

60=809277480.

60=202319370.

Так как , принимаем [1, с.33].

МПа.

МПа.

Расчетное допускаемое напряжение для цилиндрических передач с непрямыми зубьями:



МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба.

Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.

МПа.

МПа.

Коэффициент безопасности .

[1, табл.3.9] - учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес.

[1, с.44] - учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

МПа.

МПа.

Расчет основных параметров передачи.

Определение межосевого расстояния.



,

где [1, с.32] - для косозубых передач,

[1, табл.3.1],

[1, с.36] - коэффициент ширины зубчатого венца.

мм.

Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем 125 мм.

Модуль зацепления мм.

Принимаем модуль мм.

Принимаем предварительно .

Число зубьев шестерни:

.

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Уточнение угла наклона зубьев:

.



Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительный диаметр колеса

мм.

мм.

Диаметр вершин зубьев .

мм.

мм.

Диаметр впадин зубьев .

мм.

мм.

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни мм.

Проверяем межосевое расстояние.

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:



.

Окружная скорость колес:

м/с.

По [1, с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

[1, табл.3.5], [1, табл.3.4], [1, табл.3.6].

.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

МПа.

Силы в зацеплении:

Окружная сила Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.



Рисунок 1 - Схема сил в цилиндрической передаче: 1 - шестерня, 2 - колесо.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

,

Здесь - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

[1, табл.3.8], [1, табл.3.7].

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Приведенные числа зубьев:

.

[1, с.42].

[1, с.42].



зубья колеса слабее, чем зубья шестерни по условию изгибной выносливости, поэтому произведем их проверку.

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

[1, с.47] - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

МПа.

Передача проходит проверки на прочность.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Быстроходный вал.

Рисунок 2 - Эскиз быстроходного вала редуктора.



Диаметр выходного участка мм. Поскольку данный конец вала соединен с помощью муфты с валом электродвигателя (мм), принимаем по рекомендации [1, с.296] мм, так как диаметры валов, соединяемых муфтой, должны различаться не более, чем на 20%.

Длина выходного участка мм. [1, табл.П10].

Диаметр вала под уплотнением мм, где с=2,5 мм [1, с.167] - высота заплечика.

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету .

Диаметр участка вала под подшипником

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8338-75 два радиальных шариковых подшипника 208.

Диаметр подшипникового буртика мм, где а=2,5 мм [1, с.167] - координата фаски подшипника.

Принимаем мм

Длина участка вала под уплотнением определяется конструктивно.

Длина подшипникового участка равна ширине подшипника: мм.

Минимальный зазор между деталями передач

мм. Принимаем зазор минимально допустимым: мм.

Тихоходный вал.



Рисунок 3 - Эскиз тихоходного вала редуктора.

Диаметр выходного участка мм. Принимаем мм. Длина выходного участка мм. [1, табл.П10].

Диаметр вала под уплотнением мм, где с=2,5 мм [1, с.167] - высота заплечика.

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету .

Диаметр участка вала под подшипником

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8338-75 два радиальных сферических подшипника 208.

Диаметр участка вала под колесом

Принимаем мм.

Диаметр буртика колеса мм, где а=3 мм - размер фаски колеса [1, с.167]. Принимаем мм.

Длина участка вала под уплотнением определяется из построения.

Длина левого подшипникового участка равна ширине подшипника: мм. Длина правого подшипникового участка мм.

Длина участка вала под колесом мм.

Длина ступицы колеса мм.



5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Рисунок 4 - Эскиз элементов корпуса редуктора.

Толщина стенки корпуса мм (рассчитано ранее).

Толщина стенки крышки корпуса мм.

Толщина фланца мм.

Толщина фланца крышки мм.

Высоту приливов во фланце определяем графически, исходя из условия размещения головки стяжного болта на плоской опорной поверхности.

Толщина лапы мм.

Диаметр фундаментного болта мм. Выбираем болты М16. При межосевом расстоянии цилиндрической передачи мм необходимое число фундаментных болтов равно 4.

Диаметр стяжного болта мм. Принимаем болты М12. Стяжные болты располагаем на фланцах примерно на одинаковом расстоянии друг от друга с шагом (10-12).

Фиксирование корпуса относительно крышки осуществляется штифтами с диаметром мм.



6. Конструктивные размеры зубчатого колеса

Проектирование зубчатого колеса.

Рисунок 5 - Эскиз цилиндрического колеса.

Диаметр ступицы мм.

Длина ступицы мм (рассчитано ранее).

Ширина ободка мм.

На торце зубчатого венца выполняется фаска, равная m=2 мм.

7. Расчет открытой передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Число зубьев ведущей звездочки:

Число зубьев ведомой звездочки



Фактическое передаточное число:

Расчетный коэффициент эксплуатации:

,

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке [1, с.149];

- коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния [1, с.150];

- учитывает влияние угла наклона цепи [1, с.150];

- учитывает способ регулирования натяжения цепи (для периодического регулирования натяжения) [1, с.150];

- при периодической смазке [1, с.150];

- учитывает продолжительность работы в сутки [1, с.150].

Определяем шаг цепи.

,

где [p] - допускаемое давление в шарнирах цепи, предварительно выбираем по таблице [1, табл. 7.18] в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки n₂ =364,5 об/мин, [p] = 18 МПа,

- коэффициент числа рядов цепи, для однорядной цепи.



мм.

Подбираем по таблице [1, табл. 7.15] цепь ПР-31,75-88,5 по ГОСТ 13568 -75, имеющую t=31,75 мм; разрушающую нагрузку Q=88,5 кН; массу q=3,8 кг/м; проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=262 мм².

Скорость цепи

м/c.

Окружная сила, передаваемая цепью:

Н.

Проверим давление в шарнирах цепи:

.

МПа.

Определяем число звеньев цепи:

,

где [1, с. 148];



Округляем до ближайшего четного числа L_t=136.

Уточняем межосевое расстояние:

мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1272•0,004 ? 5 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

мм.

мм.

Диаметры окружности выступов:

,

где d₁=19,05 мм - диаметр ролика цепи [1, табл. 7.15]

мм.

мм.



Определяем силы, действующие на цепь:

окружная Н.

от центробежных сил Н;

от провисания Н,

где k_f=6 - коэффициент провисания при горизонтальном расположении цепи.

Расчетная нагрузка на валы

Н.

Проверим коэффициент запаса прочности цепи.

где [1, табл.7.19] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Передача проходит проверки на прочность.

Проектирование звездочек.

Диаметр ступицы ведущей звездочки мм.

Длина ступицы ведущей звездочки мм.

Диаметр ступицы ведомой звездочки мм.

Здесь мм - диаметр выходного участка вала цепной передачи. Принимаем мм. Длина данного выходного участка мм. [1, табл.П.10].

Длина ступицы ведомой звездочки мм.

Расстояние между пластинами цепи 19,05 мм.

Ширина зуба звездочки мм.

Ширина вершины зуба мм.

Рисунок 6 - Геометрические параметры цепной передачи.

8. Проверка долговечности подшипников

Быстроходный вал.

На быстроходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от цилиндрической передачи, а также сила от муфты, соединяющей быстроходный вал редуктора с электродвигателем.

Сила, действующая на вал от муфты Н.

Определяем реакции в опорах.

Плоскость :

;

.

.



Плоскость :

;

.

.

Суммарные реакции в опорах.

Н.

Н.

Рисунок 7 - Эпюры моментов на быстроходном валу.



Рисунок 8 - Схема установки подшипников на быстроходном валу.

Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 208 ГОСТ 8338-75: 32 кН; 17,8 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

,

где р=3 - для шарикоподшипников,

- эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 9.19] - коэффициент безопасности,

[1, с.212] - температурный коэффициент.

0,31 кН, 1,72 кН - реакции опор, определены ранее.

, кН.

Относительная осевая нагрузка:

. По [1, табл. 9.18] e=0,23.



0. Для этого случая X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].

0,66/(1?1,72)=0,38>e=0,23.

В этом случае X=0,56; Y=1,9 [1, табл. 9.18].

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч.> ч.

Тихоходный вал.

На тихоходный вал действуют окружная, радиальная и осевая сила от цилиндрической передачи, а также окружная сила от ведущей звездочки цепной передачи.

Определяем реакции в опорах.

Плоскость :

;

.

.



Плоскость :

;

.

.

Суммарные реакции в опорах.

Н.

Н.

Рисунок 9 - Эпюры моментов на тихоходном валу.



Рисунок 10 - Схема установки подшипников на тихоходном валу.

Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 208 ГОСТ 8338-75: 32 кН; 17,8 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

,

где р=3 - для шарикоподшипников,

- эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 9.19] - коэффициент безопасности,

[1, с.212] - температурный коэффициент.

3,51 кН, 3,61 кН - реакции опор, определены ранее.

кН, .

Относительная осевая нагрузка:

. По [1, табл. 9.18] e=0,23.



0,66/(1?3,61)=0,18<e=0,23. В этом случае X=1; Y=0.

0. Для этого случая X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч. > ч.

Подшипники обоих валов проходят проверку на долговечность.

9. Уточненный расчет валов

Быстроходный вал.

Поскольку принято, что быстроходный вал выполняется в виде вала-шестерни, то материал зубьев цилиндрической шестерни - сталь 40Х, является одновременно и материалом всего вала. Пределы текучести и прочности для стали 40Х, [1, табл.3.3]:

Определим пределы выносливости стали 40Х при симметричном цикле напряжений для изгиба () и кручения ():



, .

Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине нарезанных зубьев шестерни.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

.

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений [1, табл.8.6],

[1, табл.8.8] - масштабный фактор для нормальных напряжений,

[1, с.162] - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, [1, с.164].

- напряжение изгиба в опасном сечении.

Нм.

МПа.

МПа.

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений [1, табл.8.6],

[1, табл.8.8] - масштабный фактор для нормальных напряжений,

[1, с.162] - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, [1, с.166].

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.

Проверим опасное сечение посредине левой подшипниковой шейки.

Коэффициент запаса прочности по усталости:



,

где [1, табл.8.7], [1, с.162], [1, с.164].

- напряжение изгиба в опасном сечении.

Нм.

МПа.

МПа.

,

где ,[1, с.162],

[1, с.166].

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.



Быстроходный вал проходит проверку.

Тихоходный вал.

Принимаем материал тихоходного вала - сталь 45. Пределы текучести и прочности для стали 45 [1, табл.3.3]:

Пределы выносливости стали 45 при симметричном цикле напряжений для изгиба () и кручения ():

, .

Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине участка под зубчатым колесом.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

,



где [1, табл.8.5], [1, табл.8.8],

[1, с.162], [1, с.164].

- напряжение изгиба в опасном сечении.

Нм.

МПа.

МПа.

,

где [1, табл.8.5],[1, табл.8.8],

[1, с.162], [1, с.166].

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.



Проверим опасное сечение посредине левой подшипниковой шейки.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

,

где [1, табл.8.7], [1, с.162], [1, с.164].

- напряжение изгиба в опасном сечении.

Нм.

МПа.

МПа.

,



где ,, [1, с.166].

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.

Тихоходный вал проходит проверку.

10. Проверка шпоночных соединений

Шпонки выбираются из ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра участка вала, на который они устанавливаются. Проверяются шпонки на смятие боковых граней.

Рисунок 11 - Эскиз шпонки.

МПа.



Выходной участок быстроходного вала.

d=32 мм, t₁=5 мм, h=8 мм, мм.

МПа.

Выходной участок тихоходного вала.

d=35 мм, t₁=5 мм, h=8 мм, мм.

МПа.

Участок под зубчатым колесом тихоходного вала.

d=45 мм, t₁=5,5 мм, h=9 мм, мм.

МПа.

Все выбранные шпонки проходят проверку на прочность.

11. Допуски и посадки сопрягаемых поверхностей

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в [2]. Посадка зубчатого цилиндрического колеса на вал по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонения отверстий в корпусе под наружное кольцо по . Посадка распорных колец, манжет на вал . Посадка распорных втулок на вал .



12. Сборка и смазка редуктора

Редуктор состоит из зубчатой цилиндрической передачи, располагаемой в отдельном корпусе. Расположение передачи в корпусе позволяет выдержать строгую соосность опор валов, защитить передачу от попадания грязи и создать условия для хорошей смазки зацепляющихся колес и подшипников валов.

Шестерни изготавливают заодно с валом, из проката или поковок; колесо в относительно небольшом редукторе кованое.

Корпус выполняется разъемным по плоскости, в которой находятся оси всех валов. Это обеспечивает удобную сборку редуктора, когда каждый вал заранее собирается с установленными на нем деталями. Нижняя часть корпуса (основание) соединяется с верхней (крышкой) болтами и двумя штифтами, фиксирующими относительное положение частей корпуса. Для повышения жесткости корпус и крышка снабжены ребрами.

Подшипники на валах имеют одинаковые размеры, что позволяет получать различные варианты сборки. Зубчатые колеса на валы устанавливают с натягом, поэтому сборка производится под прессом.

Для смазывания редукторных передач применяем картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венец колеса был в него погружен. Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

По [1, табл.10.9] определяем требуемую кинематическую вязкость масла. . По [1, табл.10.10] выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.

Контроль уровня смазки производится по меткам на маслоуказателе. Заливка масла осуществляется через верхнюю крышку редуктора, а слив отработанного масла производится через пробку.



Заключение

В данном курсовом проекте спроектирован привод, состоящий из электродвигателя, соединенного посредством упругой втулочно-пальцевой муфты с быстроходным валом одноступенчатого цилиндрического редуктора; и цепной открытой передачи. Ведомая звездочка цепной передачи расположена на выходном валу привода. Произведен кинематический расчет, выбран двигатель, рассчитаны цилиндрическая и цепная передачи, спроектированы валы, корпус редуктора. Передачи редуктора проверены на прочность, валы - на сопротивление усталости, подшипники - на долговечность. Выбран способ смазки и смазочный материал.



Литература

привод вал редуктор подшипник

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

2. П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин. - М., Высш. шк., 2000.

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. -- Калининград: Янтар. сказ, 2002.

Размещено на Allbest.ru