Редуктор конический одноступенчатый прямозубый

ГОУ СПО

Пермский авиационный техникум имени А.Д. Швецова

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

РЕДУКТОР КОНИЧЕСКИЙ

ОДНОСТУПЕНЧАТЫЙ ПРЯМОЗУБЫЙ

Пояснительная записка

АТКП. 120106. 210. ПЗ

Разработал: Накоряков И.П.

Руководитель: Постникова Н.Н.

2009г.

Содержание

Введение

1. Задание на курсовое проектирование

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Предварительная компоновка редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка шпоночных соединений

10. Выбор посадок зубчатого колеса и подшипников

11. Выбор сорта масла

12. Сборка редуктора

Заключение

Список литературы

Приложения

Введение

Проектирование - это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование - это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, решение которых необходимо для реальной конструкции изделия.

Цель курсового проектирования:

1. Закрепить и расширить теоретические знания, а также развивать расчетно-графические навыки учащихся;

2. Ознакомиться с конструкциями типовых деталей и узлов и привить навыки самостоятельного решения инженерно - технических задач, умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по общетехническим дисциплинам;

3. Научиться защищать самостоятельно принятое техническое решение.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Мне предстоит рассчитать и спроектировать одноступенчатый конический прямозубый редуктор.

Конические редукторы применяются для передачи движения между валами, оси которых пересекаются под углом 90ъ .

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают такие устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройство для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

o тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

o число ступеней (одноступенчатые и многоступенчатые);

o тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические);

o относительное расположение валов в пространстве (горизонтальные и вертикальные);

1. Задание на курсовой проект

Спроектировать привод с одноступенчатым коническим прямозубым редуктором (режим работы редуктора спокойный нагрузка нереверсивная, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; температура окружающей среды +10…+30єС, срок службы неограничен.) по следующим данным:

Кинематическая схема редуктора

1

2

3

1. Электродвигатель

2. Муфта

3. Редуктор

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Выбор электродвигателя осуществляется на частоте вращения ведущего вала и требуемой мощностью.

Определяем кпд двигателя по таб. 1.1.

кпд пары конических зубчатых колес

з - потери пары подшипников качения таб. 1.1.:

Определяем требующую мощность на ведущем валу:

Определяем частоту вращения ведомого вала:

Определяем крутящие моменты на валах:

Выбираем электродвигатель:

АОП2-51-6

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материал для шестерни и колеса согласно [(1) таблице 3.3]:

для шестерни сталь 40Х улучшенная с твёрдостью HB 270;

для колеса сталь 40Х с твёрдостью HB 245.

Определяем допустимые контактные напряжения:

Определяем внешний делительный диаметр колеса:

По ГОСТ 12289-76:

Принимаем число зубьев:

шестерни

колеса

Проверка:

Отклонение от заданного нет.

Определяем окружной модуль:

Уточняем значение:

Отклонение от стандартного значения составляет:

Что допустимо, так как меньше допускаемых.

Определяем углы делительных конусов:



Определяем конусное расстояние и длину зуба b:

Принимаем

Принимаем b=31 мм

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

Определяем делительный диаметр шестерни:

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:

Принимаем:



Принимаем:

Определяем средний окружной модуль:

Определяем коэффициент ширины по среднему диаметру:

Определяем среднюю окружную скорость колес:

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузки:

По табл. 3.5.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес:

Проверяем контактное напряжение:

Недогруз составляет:

Что допустимо.

Определяем силы в зацеплении:

Окружная сила:

Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.7 - консольное расположение колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB < 350

По табл. 3.8. при твердости HB < 350, скорости V=3.428 м/с 7-й степени точности

- коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев для шестерни:

Для колеса:

При этом:

Допускаемое напряжение при проверки зубьев на выносливость по напряжению изгиба:

По табл. 3.9. для стали 40Х улучшенной при твердости HB<350

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент запаса прочности:



По табл. 3.9.

Для паковок и штамповок

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

Для шестерни:

Для колеса:

Для шестерни отношение

Для колеса отношение

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

162.883<252 МПа

4.Предварительный расчет валов редуктора

Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего:

Ведомого:

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя ,

принимаем ;

диаметр под подшипники примем ;

Ведомый вал

Диметр выходного конца вала определяем при меньшем .

Примем ,

диаметр под подшипники ,

под зубчатым колесом .

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Принимаем длину посадочного участка шестерни:



Коническое зубчатое колесо кованное его размеры:

Диаметр ступицы:

Длинна ступицы:

Принимаем

Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска:

Принимаем

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Определяем толщину стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем

Определяем толщину фланцев (поясов) корпуса и крышки:

Верхнего пояса редуктора:

Нижнего пояса редуктора:

Принимаем

Диаметры болтов:

Фундаментальных:

Принимаем фундаментальные болты с резьбой М20

Болты крепящие крышку к корпусу у подшипников:

Принимаем болты с резьбой М8

Болты крепящие крышку к корпусу

Принимаем болты с резьбой М12 и М14

7. Предварительная компоновка редуктора

Выбираем подшипники:

Выбираем роликоподшипники конические однорядные лёгкой серии по табл. П7

Ведущий вал:

Условное обозначение	d	D	T	C		e
	мм	кН
7207	35	72	18.5	38.5	26	0.37

Ведомый вал:

Условное обозначение	d	D	T	C		e
	мм	кН
7208	40	80	20	46.5	32.5	0.38

Определяем :



Определяем размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f₁:

Определяем размер между реакциями подшипников :

Замеряем расстояние А=А'= 86 мм

Определяем размеры и

8. Проверка долговечности подшипников

Проверка долговечности подшипников ведущего вала:

Определяем силы действующие в зацеплении:

Первый этап компоновки дал:

Реакции опор, левую опору, воспринимающую осевую силу, обозначаем индексом 2.

Определяем реакции в плоскости xz

Определяем реакции в плоскости yz:

Определяем суммарные реакции:

Определяем осевые составляющие рациональных реакций конических подшипников:

Определяем осевые нагрузки:

тогда:

Рассчитываем левый подшипник, так как он более нагружен:

поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Определяем эквивалентную нагрузку:

По табл. 9.19 и 9.20:



Определяем расчетную долговечность в :

Определяем долговечность в часах:

Рассмотрим правый подшипник:

поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются.

Определяем эквивалентные нагрузки:

Определяем расчетную долговечность в :

Определяем долговечность в часах:

Проверка долговечности подшипников ведомого вала:

Определяем реакции в плоскости XZ:

Проверка:

Определяем реакции в плоскости YZ:

Проверка:

Определяем суммарные реакции:

Рассчитываем 4-й подшипник:

Выбираем этот подшипник, так как он более нагружен.

Следовательно по табл. 9.18., 9.19 и 9.20:

Определяем эквивалентную нагрузку:

Определяем расчетную долговечность в :

Определяем долговечность в часах:

9. Проверка шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами ГОСТ 23360-78 табл. 8.9 материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Допускаемые напряжения смятия напряжения смятия и условие прочности:



Ведущий вал:

Ведомый вал, шпонка под зубчатым колесом:

Ведомый вал, шпонка на выходном сечении:

10. Выбор посадок зубчатого колеса и подшипников

Посадки подшипников на вал:

Посадку производим в системе отверстия, т.к. подшипник - готовое изделие и идет на сборку без дополнительной механической обработки. В связи с тем, что внутренние кольца подшипников нерегулируемые и нагрузка циркуляционная, то назначаем отклонение вала k6 ([2], табл. 10.13), ([2], табл. 9.11).

Посадку мазеудерживающих колец назначаем H7/k6 ([2],табл. 10.13)

Посадку стакана в корпус назначаем H7/h7 ([2],табл. 10.13)

Посадку зубчатого колеса на вал назначаем H7/k6 ([2],табл. 10.13).

Поле допуска ширины шпоночного паза назначаем P9 по рекомендациям ([1],глава 5,§1).

Поле допуска вала под манжетой назначаем h8 по рекомендациям ([2],§9.6).

Поле допуска вала под муфту назначаем k6 ([2],табл. 10.13).

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

При контактных напряжениях =463 МПа и скорости v= 3,428 м/с, рекомендуется вязкость масла равна 2810 м/с по табл. 10.8. Принимаем индустриальное масло И-30А табл. 10.10.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом, закладываемым при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 9.14 - солидол марки УС-2.

12. Сборка редуктора

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

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

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 С; закрепляю их при помощи стопорной шайбы и шлицевой гайки; затем в сквозную крышку надевают манжетное уплотнение и перед постановкой её на вал в подшипниковые камеры закладывают солидол марки УС-2;

В ведомый вал закладывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле; затем в сквозную крышку заворачивают манжетное уплотнение и перед постановкой её на вал в подшипниковые камеры закладывают солидол марки УС-2. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и закладывают глухие крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки, затем надевают крышку корпуса, покрывают предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Затем в корпус редуктора устанавливают винты. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают гайки удерживающие крышку на корпусе.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны поворачиваться от руки).

Заливают в корпус масло, ввинчивают пробку маслоуказательного отверстия и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой и закрепляют винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими требованиями.

Заключение

В результате работы я закрепили, систематизировали и расширили теоретические знания, а так же развил расчётно-графические навыки;

Ознакомился с конструкциями типовых деталей и узлов и приобрел навыки решения инженерно-технических задач, умение рассчитать и конструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по всем предшествующим общетехническим дисциплинам. Овладел техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования.

Работая над курсовым проектом, я выполнил следующее: дал анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь, и выбрал наиболее рациональное конструктивное решение с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; произвел расчеты конструкций на прочность, решил вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей.

Габаритные размеры редуктора:

Длинна: 515 мм

Ширина: 332 мм

Высота: 304 мм

Шпонки призматические со скругленными торцами ГОСТ 23360-78

	mm
Ведущий вал, шпонка на выходном сечении	28	10x8	5	50
Ведомый вал, шпонка под зубчатым колесом	45	14x9	5,5
Ведомый вал, шпонка на выходном сечении	34	10x8	5

Список литературы

1. П.Ф. Дунаев, “Детали машин”, изд. “Высшая школа”, 1990г.

2. С.А. Чернавский, “Курсовое проектирование деталей машин”, изд. “Машиностроение”, 1988г.

3. А.Е. Шейнблит, “Курсовое проектирование деталей машин”, изд. “Высшая школа”, 1991г.

4. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов “Детали машин”, изд. “Машиностроение”, 2007г.

Приложения

СОЕДИНЕНИЯ С НАТЯГОМ

Соединения с натягом осуществляют подбором соответствующих посадок, в которых натяг создается разностью посадочных размеров насаживаемых одна на другую деталей Взаимная неподвижность соединяемых деталей обеспечивается силами трения, возникающими на поверхности контакта деталей. Из соединений деталей с натягом наибольшее распространение получили цилиндрические, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности. Характерные примеры деталей, соединенных посадками с натягом: венцы зубчатых и червячных колес (рис. 2.1), подшипники качения (рис. 2.2), роторы электродвигателей и т. д. Соединения деталей с натягом условно относят к неразъемным, однако цилиндрические соединения, особенно при закаленных поверхностях, допускают разборку (распрессрвку) и новую сборку (запрессовку) деталей.

Достоинства соединений с натягом: 1) простота конструкции и хорошее базирование соединяемых деталей; 2) большая нагрузочная способность.

Недостатки: 1) сложность сборки и особенно разборки; 2) рассеивание прочности соединения в связи с колебаниями действительных посадочных размеров в пределах допусков. Соединения деталей с натягом широко применяют при больших динамических нагрузках и отсутствии необходимости в частой сборке и разборке. В последнее время посадки с натягом применяют в соединениях с валом зубчатых и червячных колес вместо шпоночных соединений.

Шпоночные соединения

Шпоночный соединения состоят из вала, шпонки и ступицы колеса. Шпонка представляет собой стальной брус, вставляемый в паз вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента между валом и ступицей колеса. Шпонки стандартизованы.

Шпоночный паз на валах получается преимущественно фрезерованием дисковыми или концевыми фрезами, а в ступице протягиванием.

Достоинства - простота конструкции и сравнительная легкость монтажа и демонтажа, из-за этого это соединение применяется во всех отраслях машиностроения.

Недостатки- шпоночный пазы ослабляют вал и ступицу. Шпоночное соединение трудоемкое в изготовлении. Шпоночные соединения подразделяются на напряженные и ненапряженные:

Напряженные соединения получаются при использовании призматических (рис. 4.1.) и сегментных (рис 4.2.) шпонок. При сборке соединений в деталях не возникает предварительных напряжений.

Напряженные получаются при использовании клиновых (рис.4.3.) и тангенциальных (рис. 4.4.) шпонок.

При сборке возникают монтажные напряжения.

Шлицевые соединения

Шлицевые соединения образуются выступами - зубьями на валу и соответствующими впадинами - шлицами в ступице (рис. 5.1.). Рабочими поверхностями являются боковые стороны зубьев. Зубья вала фрезеруют по методу обкатки или накатыванием в холодном состоянии профильными роликами по методу продольной накатки. Шлицы отверстия ступицы изготавливаются протягиванием.

Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными: 1. Лучшее базирование и более точное направление при осевом перемещении. 2. Для соединения достаточно двух деталей. 3. Большее передаточное число, за счет большей поверхности контакта. 4. Обеспечивается высокая надежность при динамических и реверсивных нагрузках. 5. Уменьшается длинна ступицы.

Недостатки шлицевых соединений по сравнению со шпоночными - более сложная технология изготовления, а следовательно, и более высокая стоимость.

Шлицевые соединения различаются:

по характеру соединения - неподвижные для закрепления детали на валу (рис. 5.1.), подвижные, допускающие перемещения детали вдоль вала (рис. 5.3.)

по форме зуба: прямобочные (рис. 5.1.), эвельвентные (рис. 5.2.), треугольные(рис. 5.2б.)

по способу центрирования ступицы относительно вала: с центрированием по наружному диаметру (рис. 5.1.а), внутреннему диаметру (рис. 5.1.б), боковыми поверхностями зубьев (рис. 5.1в рис. 5.2.)