Проектирование редуктора

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное общеобразовательное учреждение среднего профессионального образования

«ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ТЕХНИКУМ»

ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА

Пояснительная записка к курсовому проекту

Выполнил: студент гр.

Проверил преподаватель:

Томск

2009г.

Содержание

• 1 Введение
• 2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
• 3 Расчёт 1-й зубчатой конической передачи
• 3.1 Проектный расчёт
• 3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
• 3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
• 4 Предварительный расчёт валов
• 4.1 1-й вал
• 4.2 2-й вал
• 5 Конструктивные размеры шестерен и колёс
• 5.1 Коническая шестерня
• 5.2 Коническое колесо
• 6 Проверка прочности шпоночных соединений
• 6.1 Колесо зубчатой конической передачи
• 7 Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 8 Расчёт реакций в опорах
• 8.1 1-й вал
• 8.2 2-й вал
• 9 Построение эпюр моментов валов
• 9.1 Расчёт моментов 1-го вала
• 9.2 Эпюры моментов 1-го вала
• 9.3 Расчёт моментов 2-го вала
• 9.4 Эпюры моментов 2-го вала
• 10 Проверка долговечности подшипников
• 10.1 1-й вал
• 10.2 2-й вал
• 11 Выбор сорта масла
• 12 Заключение
• 13 Список литературы

1 Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших технических учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать различную часть процесса проектирования.

Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления, включающее умения использовать предшествующий опыт, находить новые идеи, моделировать, используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.

Важнейшая задача курсового проектирования - развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1 примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой конической передачи: ?1 = 0,96

Общий КПД привода будет:

? = ?1 x ?подш.2 x ?муфты = 0,96 x 0,992 x 0,98 = 0,922

где ?подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.

???????муфты = 0,98 - КПД муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет:

?вых. = = = 74,299 рад/с

Требуемая мощность будет:

Pтреб. = Pвх. = 2,8 кВт

Входная угловая скорость вращения ?вход. = 148,6 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U1 = 2

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:

Вал 1-й	n1 = nдвиг. = 1419,025 об./мин.	?1 = ?двиг. = 148,6 рад/c.
Вал 2-й	n2 = = = 709,512 об./мин.	?2 = = = 74,3 рад/c.

Мощности на валах:

P1 = Pтреб. x ?подш. = 2,8 x 106 x 0,99 = 2772 Вт

P2 = P1 x ?1 x ?подш. = 2772 x 0,96 x 0,99 = 2634,509 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = = = 18654,105 Нxмм

T2 = = = 35457,725 Нxмм

3 Расчёт зубчатой конической передачи

3.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками :

- для шестерни: сталь: 40ХН

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 280

- для колеса: сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 230

Допустимые контактные напряжения ), будут:

= ,

По таблице 3.2 гл. 3 имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

?H lim b = 2 x HB + 70.

?H lim b = 2 x 280 + 70 = 630 МПа;

?H lim b = 2 x 230 + 70 = 530 МПа;

- коэффициент безопасности =1,1; KHL = 1 - коэффициент долговечности.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни = = 572,727 МПа;

для колеса = = 481,818 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

= = 481,818 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5: KHb = 1,35.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем :

?bRe = 0,285.

Тогда внешний делительный диаметр колеса вычисляем по формуле :

de2 = Kd x =99 x =124,061 мм.

где для прямозубых колес Кd = 99, а передаточное число нашей передачи U = 2.

Т = 35457725 Нxм - момент на колесе.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2 = 125 мм, см. стр.49.

Примем число зубьев шестерни z1 = 25.

Тогда число зубьев колеса:

z2 = z1 x U = 25 x 2 = 50.

Принимаем z2 = 50. Тогда:

U = = = 2

Отклонение от заданного:

= 0%,

что допускается ГОСТ 12289-76

Внешний окружной модуль:

me = = = 2,5 мм.

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение me. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Примем: me = 2,5 мм.

Углы делительных конусов:

ctg = U = 2; ?1 = 26,565o

?2 = 90o - ?1 = 90o - 26,565o = 63,435o.

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b:

Re = 0.5 x me x = 0.5 x 2,5 x = 69,877 мм;

b = ?bRe x Re = 0,285 x 69,877 = 19,915 мм.

Принимаем: b = 20 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

de1 = me x z1 = 2,5 x 25 = 62,5 мм.

Средний делительный диаметр шестерни:

d1 = 2 x x sin =

2 x x sin = 53,556 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса :

dae1 = de1 + 2 x me x cos = 62,5 + 2 x 2,5 x cos = 66,972 мм;

dae2 = de2 + 2 x me x cos = 125 + 2 x 2,5 x cos = 127,236 мм;

Средний окружной модуль:

m = = = 2,142 мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

?bd = = = 0,373.

Средняя окружная скорость колес:

V = = = 3,979 м/c

.

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KH? x KH? x KHv.

Коэффициент KH?=1,072 выбираем по таблице 3.5, коэффициент KH?=1,042 выбираем по таблице 3.4, коэффициент Khv=1,07 выбираем по таблице 3.6, тогда:

KH = 1,072 x 1,042 x 1,07 = 1,195

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.27:

?H = =

= =

= 430,228 МПа. ? = 481,818 МПа.

Силы действующие в зацеплении вычислим по формулам:

окружная: Ft = = = 696,621 Н;

радиальная: Fr1 = Fa2 = Ft x tg x Cos = 696,621 x tg x cos = 226,781 Н;

осевая: Fa1 = Fr2 = Ft x tg x sin = 696,621 x tg x sin = 113,39 Н.

1.1 3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31:

?F = ?

Здесь коэффициент нагрузки KF = KF? x KFv , в соответствии с рекомендациями на стр. 53. По таблице 3.7 выбираем коэффициент расположения колес KF? = 1,344, по таблице 3.8 выбираем коэффициент KFv=1,289. Таким образом коэффициент KF = 1,344 x 1,289 = 1,732. ?F=0.85 - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа zv :

у шестерни: zv1 = = = 27,951

у колеса: zv2 = = = 111,804

Тогда: YF1 = 3,841

YF2 = 3,594

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24:

= .

KFL - коэффициент долговечности.

KFL = ,

где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;

NF = 60 x n x c x t?

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 1419,025 об./мин.; nкол. = 709,512 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t? = 30000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

Тогда:

NF = 60 x 1419,025 x 1 x 30000 = 2554245000

NF = 60 x 709,512 x 1 x 30000 = 1277121600

В итоге получаем:

КFL = = 0,341

Так как КFL<1.0, то принимаем КFL = 1

КFL = = 0,383

Так как КFL<1.0, то принимаем КFL = 1

Для шестерни: ?oF lim b = 504 МПа;

Для колеса: ?oF lim b = 414 МПа.

Коэффициент безопасности находим по формуле 3.24:

= ' x ".

где для шестерни ' = 1,75;

' = 1;

= 1,75 x 1 = 1,75

для колеса ' = 1,75;

" = 1.

= 1,75 x 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: = = 288 МПа;

для колеса: = = 236,571 МПа;

Находим отношения :

для шестерни: = = 74,98

для колеса: = = 65,824

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25:

?F2 = ?

?F2 = = 119,084 МПа < = 236,571 МПа.

Условие прочности выполнено.

1 4 Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16:

dв ?

4.1 1-й вал

dв ? = 15,605 мм.

Под свободный конец вала выбираем диаметр вала: 16 мм.

Под 1-й подшипник выбираем диаметр вала: 25 мм.

Под 2-й подшипник выбираем диаметр вала: 25 мм.

4.2 2-й вал

dв ? = 19,331 мм.

Под свободный конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм.

Под 1-й подшипник выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 2-й подшипник выбираем диаметр вала: 30 мм.

5 Конструктивные размеры шестерен и колёс

5.1 Коническая шестерня

Коническая шестерня 1-й передачи выполнена заодно с валом.

5.2 Коническое колесо

Диаметр ступицы: dступ = x dвала = 1,5 x 28 = 42 мм.

Длина ступицы: Lступ = x dвала = 1,2 x 28 = 33,6 мм = 34 мм.

Толщина обода: ?о = x mn = 3 x 2,5 = 7,5 мм

Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем ?о = 8 мм.

где mn = 2,5 мм - модуль нормальный.

Толщина диска: С = x Re = 0,1 x 69,877 = 6,988 мм = 7 мм.

где Re = 69,877 мм - внешнее конусное расстояние.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x = 0,5 x = 21 мм = 63 мм

где Doбода = 0 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = = = -10,5 мм = 10 мм.

6 Проверка прочности шпоночных соединений

6.1 Колесо зубчатой конической передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 .

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22.

?см = 42,212 МПа ?

где Т = 35457,725 Нxмм - момент на валу; dвала = 28 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 28 мм - длина шпонки; t1 = 4 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24.

?ср = 15,829 МПа ?

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице = 0,6 x = 0,6 x 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

7 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого конического редуктора:

? = 0.05 x Re + 1 = 0.05 x 69,877 + 1 = 4,494 мм

Так как должно быть ? ? 8.0 мм, принимаем ? = 8.0 мм.

?1 = 0.04 x Re + 1 = 0.04 x 69,877 + 1 = 3,795 мм

Так как должно быть ?1 ? 8.0 мм, принимаем ?1 = 8.0 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса: b = 1.5 x ? = 1.5 x 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса крышки корпуса: b1 = 1.5 x ?1 = 1.5 x 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 x ? = 2.35 x 8 = 18,8 мм.

Округляя в большую сторону, получим p = 19 мм.

при наличии бобышки: p1 = 1.5 x ? = 1.5 x 8 = 12 мм.

p2 = x ? = 2.65 x 8 = 21,2 мм.

Округляя в большую сторону, получим p2 = 22 мм.

Толщина рёбер основания корпуса: m = x ? = 0.9 x 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки: m1 = x ?1 = 0.9 x 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m1 = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов :

d1 ? 0,072 x Re + 12 = 0.072 x 69,877 + 12 = 17,031 мм.

Принимаем d1 = 18 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников:

d2 = x d1 = x 18 = 12,6...13,5 мм. Принимаем d2 = 14 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой:

d3 = x d1 = x 18 = 9...10,8 мм. Принимаем d3 = 10 мм.

1 8 Расчёт реакций в опорах

8.1 1-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx4 = -226,781 H

Fy4 = 696,621 H

Fz4 = Fa4 = -113,39 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 = = = -65,947 H

Ry2 = = = 348,31 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx3 = = = 292,728 H

Ry3 = = = -1044,931 H

Суммарные реакции опор:

R1 = = = 354,499 H;

R2 = = = 1085,16 H;

8.2 2-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1 = -113,39 H

Fy1 = -696,621 H

Fz1 = Fa1 = 226,781 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 =

= = 35,136 H

Ry2 = = = 1044,931 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx3 = = = 78,254 H

Ry3 = = = -348,31 H

Суммарные реакции опор:

R1 = = = 1045,522 H;

R2 = = = 356,993 H;

9 Построение эпюр моментов валов

9.1 Расчёт моментов 1-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

2 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

3 - е с е ч е н и е

Mx = = = 22291,872 H x мм

My = = = -4220,635 H x мм

M = = = 22687,911 H x мм

4 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My1 = = = 3036,357 H x мм

My2 = 0 Н x мм

M1 = = = 3036,357 H x мм

M2 = = = 0 H x мм

9.2 Эпюры моментов 1-го вала

9.3 Расчёт моментов 2-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My1 = 0 Н x мм

My2 = =

= 12145,37 H x мм

M1 = = = 0 H x мм

M2 = = = 12145,37 H x мм

2 - е с е ч е н и е

Mx = =

= -31347,945 H x мм

My = =

= 7042,82 H x мм

M = = = 32129,347 H x мм

3 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

4 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

9.4 Эпюры моментов 2-го вала

10 Проверка долговечности подшипников

10.1 1-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный 305 средней серии со следующими параметрами:

d = 25 мм - диаметр вала ;

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 22,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 11,4 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 354,499 H;

Pr2 = 1085,16 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = x Кб x Кт,

где - Pr2 = 1085,16 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 113,39 H - осевая нагрузка; V = 1 ; коэффициент безопасности Кб = 1,6 ; температурный коэффициент Кт = 1 .

Отношение 0,01; этой величине соответствует e = 0,135.

Отношение 0,104 ? e; тогда по табл. 9.18: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = x 1,6 x 1 = 1736,256 H.

Расчётная долговечность, млн. об. :

L = = = 2176,237 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 25560,238 ч,

что больше заданного.

10.2 2-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный 306 средней серии со следующими параметрами:

d = 30 мм - диаметр вала ;

D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 28,1 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 14,6 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1045,522 H;

Pr2 = 356,993 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = x Кб x Кт,

где - Pr1 = 1045,522 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 226,781 H - осевая нагрузка; V = 1 ; коэффициент безопасности Кб = 1,6 ; температурный коэффициент Кт = 1 .

Отношение 0,016; этой величине соответствует e = 0,193.

Отношение 0,217 > e;? e; тогда по табл. 9.18: X = 0,56; Y = 2,266.

Тогда: Pэ = x 1,6 x 1 = 1759,025 H.

Расчётная долговечность, млн. об. :

L = = = 4076,645 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 95761,711 ч,

что больше заданного.

11 Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x 2,8 = 0,7 дм3.

По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?H = 430,228 МПа и скорости v = 3,979 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 x 10-6 м/с2. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И-25А .

12 Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

13 Список литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.