Конструирование одноступенчатого шевронного редуктора на 15 кВт мощности
Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора. Кинематический расчет общего КПД привода и вращательного момента на валах. Конструирование зубчатых колес редуктора, ведущего и ведомого вала и проверка их на выносливость по напряжениям изгиба.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 27.06.2011 |
| Размер файла | 713,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
1
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки Республики Казахстан
Павлодарский университет
Кафедра "Автомобили и организация дорожного движения"
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН
ТЕМА: Конструирование одноступенчатого шевронного редуктора на 15 кВт мощности
г. Павлодар. 2010г.
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
1 Тип редуктора - одноступенчатый шевронный
2 Тип электродвигателя - 160S4
3 Мощность электродвигателя -
4 Частота вращения ведущего вала - мин-1
5 Частота вращения ведомого вала - мин-1
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение
Кинематический расчет
Расчет зубчатых колес редуктора
Силы в зацеплении
Компоновка редуктора
Расчет подшипников
Проверка прочности шпоночного соединения
Расчет вала на прочность
8. Посадки главных сопряжении
9. Выбор смазочного материала
10. Технические требования к изделию
Заключение
ВВЕДЕНИЕ
Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень народного хозяйства в большой степени определяется уровнем машиностроения.
Современные машины многократно повышают производительность физического и умственного труда человека.
В настоящее время достигнутая мощность энергетических машин - турбин и электрических генераторов - превзошла миллионный рубеж (машины миллионники).
Современная мощность вычислительных машин делают миллионы и сотни миллионов операций в секунду.
Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что в настоящее время трудно найти такой предмет или продукт потребления, который был изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин. Без машин невозможно было бы современное развитее наук, медицины, искусств, требующих современных инструментов и материалов, были бы невозможны быстрые темпы строительства, а также не могли бы удовлетворяться потребности населения в предметах широкого потребления.
Важнейшим достижением и показателем уровня машиностроения и приборостроения является автоматизация, в точности комплексная автоматизация производственных процессов в народном хозяйстве, охватывающая автоматизацию непрерывных процессов, автоматизацию крупного производства штучных изделий и в настоящее время распространяемую на принципиально более сложную автоматизацию производства штучных изделий мелкосерийного производства. Расширяется применение материало-, трудо- и энергосберегающей технологии, станков с программным управлением и многоцелевых, гибких производственных систем. Во все области машиностроения бурно внедряется микропроцессорная техника.
В настоящее время реализуются мероприятия по коренному повышения уровня и качества продукции машиностроения.
В курсе "Детали машин" нашли надлежащее отражения основные, связанные с конструированием машин, народнохозяйственные проблемы и соответствующие проблемы.
Курс "Детали машин" охватывает совокупность совместно работающих деталей, представляющих собой конструктивно обособленные единицы, обычно объединяемые одним назначением и называемые сборочными единицами или узлами. Узлы одной машины можно изготовлять на разных заводах. Характерными примерами узлов являются редукторы, коробки передач, муфты, подшипники в собственных корпусах.
Одними из самых употребительных изделий общемашиностроительного назначения являются механические редукторы, как основная часть почти любого механического привода они применяются в самых разнообразных машинах механизмах и устройствах - грузоподъемных кранах и грузопереместительных машинах, в химическом машиностроении, в строительной технике, энергетике и тд. Редукторы современных приводов должны быть рационально сконструированы и качественно изготовлены, чтобы они соответствовали всем эксплуатационным требованиям при минимальных их металлоемкости, приемлемой технологичности без применения остродефицитных материалов и изделий. Техника рационального проектирования редукторов основывается на инженерных методах расчета и проектирования деталей и узлов машин.
Содержание и объем проекта соответствует методическим указаниям учебного пособия [1]. Проект состоит из расчетно-пояснительной записки и 1-го листа формата А1 чертежной графики. Чертеж и пояснительная записка оформлены по ЕСКД согласно предписаниям [7]. Текст иллюстрирован эскизами. Обозначение физических и механических величин приведены по ГОСТ, единицы измерения - по системе СИ.
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
1.1 Исходные данные
Формулировка задания
Сконструировать одноступенчатый шевронный механический редуктор.
Срок службы редуктора - 2000ч.
Валы установлены на подшипниках качения.
Приводной электродвигатель - асинхронный трехфазный с короткозамкнутым ротором.
160S4, Р=15 кВт, n1=1465 об/мин, n2=586 об/мин
1.2 Кинематическая схема привода
n1 - частота вращения ведущего вала
n2 - частота вращения ведомого вала
T1 - вращающий момент на ведущем валу
T2 - вращающий момент на ведомом валу
1
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рисунок 1
1.3 Частота вращения валов
1.4 Передаточное отношение редуктора
n1 - частота вращения на ведущем валу, (об./мин)
n2 - частота вращения ведомого вала, (об./мин)
Определяем передаточное число зубчатой передачи:
u = 2.5
Значение является стандортным по ГОСТ 2185 - U=2.5
1.5 Общий КПД привода
;
где з1 = 0,96 - 0,98 - для цилиндрических редукторов
з2 = з3 = 0,99
1.6 Вращение момента на валах
Крутящий момент на ведущем валу находится по следующей формуле:
, Hмм
Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу T2,
,Hмм
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА
2.1 Выбора материала и их характеристики
Принимаем согласно рекомендациям табл.1 марку материалов и их термообработку для изготовления шестерни и колеса. Выписываем механические характеристики из табл.1.
|
Материал |
шестерни |
сталь 40Х, т/о улучшение закалка |
|
|
колеса |
сталь 40Х, т/о улучшение |
||
|
Твердость |
шестерни |
HRC1 = 45…50 |
|
|
колеса |
HB2 = 269…302 |
||
|
Действительное число циклов |
Шестерни |
= Па |
|
|
Колеса |
|||
|
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость для |
шестерни NHO1 |
70106 Па |
|
|
колеса NHO2 |
Па |
||
|
Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов для |
шестерни HO1 |
835 Па |
|
|
колеса HO2 |
580 Па |
||
|
Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов для |
шестерни FO1 |
310106 Па |
|
|
колеса FO2 |
294106 Па |
||
|
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость для |
шестерни NFO1 |
4106 |
|
|
колеса NFO2 |
4106 |
2.2 Коэффициент долговечности:
m- показатель степени в уравнение кривой усталости, при m=6 для Т.О. - улучшение, при m=9 для Т.О. - закалка.
2.3 Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов
Допускаемое контактное напряжение
HO - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов
KHL - коэффициент долговечности
NHO - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость
Подставим в формулы численные значения данных:
Шестерня:
Па
Колесо
Допускаемые напряжения при изгибе
FO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов
KFL - коэффициент долговечности
NFO - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость
Подставим в формулы численные значения данных:
Шестерня:
Колесо:
Расчетное допускаемое контактное напряжение
Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи
- допускаемое контактное напряжение для шестерни
- допускаемое контактное напряжение для колеса
Численный расчет допустимого контактного напряжения:
= 0.45(482.574+716.43) = 539.5 MПа
2.4 Определение геометрических параметров зубчатой передачи.
Межосевое расстояние
Ориентировочное значение межосевого расстояния aw, определяется следующей формулой:
Ka - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес - 4300 для косозубых и шевронных колес
a- коэффициент относительной ширины колеса
u - передаточное число
T1 - крутящий момент на ведущем вал
[H] - расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи
KH - коэффициент, концентрации нагрузки, принимают в зависимости от коэффициента
где коэффициент принимают для шевронных передач = 0,4…0,63
= 0,7
из таблицы определяем коэффициент KH = 1,035
Округляем значение межосевого расстояния до стандартного 112 мм
Замечание: в скобках знак "+" - соответствует колесам внешнего зацепления, "-" -колесам внутреннего зацепления, в данном задании рассматривается случай внешнего зацепления зубчатых колес, поэтому формуле соответствует знак "+".
2.5 Ширина колеса
Определяем рабочую ширину колеса:
Рассчитываем:
b2 = 0.4 112 = 44.8 мм
Выбираем рабочую ширину колеса из ряда предпочтительных линейных размеров
b2 =45 мм
2.6 Значение модуля
Определяем значение модуля m из соотношения:
,
- коэффициент для шевронных колес - 5,2
- подставляют меньшее значение из и
Значение модуля передачи округляют в большую сторону до стандартного
m= 1,75 мм
2.6 Число зубьев шестерни и колеса
Замечание: В формуле значение принято равным 25 градусов.
Вычислим :
Определим z1 и z2 из соотношения: ;
z1 = 33 - число зубьев шестерни; z2 = 83 - число зубьев колеса
2.7 Делительные диаметры колеса и шестерни
Определяем диаметры делительных окружностей шестерни и колеса по формулам:
мм
мм
Уточненное значение угла наклона зубьев
Диаметр вершин зубьев:
шестерни da1 = d1+2m = 64 + (21,75) = 68 мм
колеса da2 = d2+2m = 179 + (21,75) = 162 мм
Диаметр впадин зубьев:
шестерни df1 = d1 - 2,5.m = 68 - (2.5·1,75) = 60 мм
колеса df2 = d2 - 2,5.m = 162 - (2.5·1,75) = 154 мм
Осуществим проверку правильности полученных результатов:
aw= 0,5(d1+d2) = 0,5(64+160)=112 мм
Вывод: Данные, полученные в ходе расчета являются верными.
2.8 Окружная скорость колес и степень точности передачи
Определяем окружную скорость колес по формуле
При такой скорости (до 10 ) назначается для косозубой цилиндрической передачи степень точности 8 ГОСТ 1643
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
2.9 Проверка по контактным напряжениям
- коэффициент, распределения нагрузки между зубьев,
для шевронных колес 1,1
- коэффициент, концентрации нагрузки по ширине венца
- коэффициент, динамической нагрузки,
в зацеплении для шевронных колес 1,1
u - передаточное число
d1 - делительный диаметр шестерни
Подставляя найденные значения в формулу находим
Па, что меньше
Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.
2.10 Силы, действующие в зацеплении окружения
тангенсальные:
радиальные:
где б=200 - угол профиля. осевая сила:
2.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Выполним проверочный расчет по условиям:
Для цилиндрических передач:
YF - коэффициент формы зуба по таблице
Y - коэффициент учитывающий наклон зуба
m - модуль зуба
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимают по таблице 2.5
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для косозубых колес 1.2
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент YF определим по таблице:
Эквивалентное число зубьев:
- для колеса
- для шестерни
Шестерня:
ZV1 = 45
YF1 = 3,66
Колесо:
ZV2 = 113,8
YF2 = 3,61
Коэффициент Y определим по формуле
Угол наклона зуба: = 25,84
Y = 0,7416
Подставляя найденные значения в формулу (3.5.3) находим
что меньше =202,74· Па
2.12 Размеры заготовок колеса
Проверка предельно допустимых габаритов заготовок. Колесо:
мм,
мм,
мм.
По таблице заготовки колес - на пределе технологических возможностей изготовления.
2.13 Геометрический расчет зубчатых колес
Расчет сводили в таблицу 1.
Таблица 1
|
Параметры и обозначения |
Расчетные формулы |
|
|
Исходные m=1,75; z1=33; z2=83; aW=112; Данные: b1=45; b2=45; б=200. |
||
|
Делительные диаметры d |
d1=m*z1=1,75*33=64 d2=m*z2=1,75*83=160 |
|
|
Постоянная хорда |
|
|
|
Высота до постоянной хорды |
|
|
|
Длина общей нормали W |
|
3. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
Силы в зацеплении определены в разделе 2.10.
Окружная сила Н.
Радиальная сила Н.
4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
4.1 Предварительные диаметры валов
Ведущий вал:
где Т1=97,8 Н*м - момент на валу,
d=26 мм,
где t = 2 - высота буртика,
где r=1,6 -координата радиуса скругления подшипника.
Ведомый вал:
где Т2=244,5 Н*м - момент на валу, d=30 мм,
где t=2,2 - высота буртика,
4.2 Конструктивные размеры зубчатых колес
Шестерня выполнена за одно с валом, основные размеры рассчитаны выше.
Поковка d1=64 мм; da1=68 мм; b1= 45мм.
Колесо - поковка d2= 160 мм; da2= 162 мм; b2= 45 мм.
Длина ступицы
- конструктивно.
Толщина диска
4.3 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса
принимаю мм.
принимаю мм.
Диаметры фундаментных болтов
мм.
Болты М12.
Болты крепления крышки к корпусу
мм.
Болты М12.
5. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
5.1 Ведущий вал
Из предыдущего известно
Н,
Н,
мм,
Н*м.
Реакций опор
Н,
Н.
Суммарные реакции
Подбираем подшипники сначала по диаметру вала.
Подшипник - 32 206, ГОСТ 8338.
d 30;D 62; B 16; Сr=17,3 кН; Сor=11,4 кН.
Эквивалентная нагрузка
Н.
- вращение внутреннего кольца, Н, - коэффициент режима, - температурный коэффициент (Т до 1000С).
Расчет долговечности (млн. об.).
мил. об.;
где Сr - динамическая грузоподъемность, р =10/3 - для роликовых подшипников. Расчет долговечности, в часах
часов.
Так как расчетная долговечность больше требуемой (40956>20000), то подшипник пригоден
5.2 Ведомый вал
Вычислено:
Н,
Н,
мм,
Н*м.
Н,
Н,
Н.
Подбор подшипников по диаметру вала.
Подшипники одинаковые - 207, ГОСТ 8338.
d 35; D 72; B 17; Сr=25,6 кН; Сor=17,5 кН.
Подшипники при том же нагружении, что и у ведущего вала имеет большую грузоподъемность и не нуждаются в расчетах.
6. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ
6.1 Применены шпонки призматические без округления торцов по ГОСТ 23360
Материал шпонок сталь 40Х, нормализация.
Условия прочности
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа;
6.2 Ведущий вал
d1=30 мм; t1= 3, 5мм; h=6 мм; b=6 мм; l=32 мм
Моменты на валу Н*м.
МПа .
6.3 Ведомый вал
d1=35 мм; t1= 4 мм; h=7 мм; b=8 мм; l=56 мм
Момент на валу Н*м.
МПа .
6.4 Ведомый вал (колесо)
d1=42 мм; t1= 5 мм; h= 8 мм; b=12 мм; l=56 мм
Момент на валу Н*м.
МПа .
7. РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
7.1 Быстроходный вал
Быстроходный вал выполнен в виде массивного монолита и не нуждается в проверке на прочность.
7.2 Тихоходный вал
Характер нагружения вала: нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - постоянные, без пульсации.
Расчет заключается в определении коэффициента запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [S].
Материал вала - сталь 40Х, улучшение
Условия прочности , где
для тихоходного вала
Расчет производим для тихоходного вала:
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
- результирующий момент изгиба
осевой момент сопротивления сечения тихоходного вала
полярный момент сопротивления сечения тихоходного вала
- коэффициент концентрации напряжений. ; - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ; - коэффициент влияния шероховатости ; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения
что больше 712
Заключение: проверочный расчет опасного сечения показал, что опасное сечение не превосходит допустимого значения. Вал выдержит нагрузку.
8. ПОСАДКИ ГЛАВНЫХ СОПРЯЖЕНИЙ
Посадки зубчатого колеса на вал - по ГОСТ 25 347.
Шейки валов под подшипниками с отклонениями - .
Отверстия в корпусе под подшипники (наружные кольца) по - .
Концы валов под муфты по квалитету - .
Стакан под подшипник качения в корпус - .
Распорное кольцо: сальник .
9. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
одноступенчатый редуктор вал изгиб
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес.
Устанавливаем вязкость масла:
Контактные напряжения, н: до 600 МПа
окружная скорость V: до 5 м/с
вязкость масла: м2/с
Осуществляем выбор масла:
Вязкость масла: 28…33 м2/с
сорт масла: Индустриальное
марка: И-30 А.
10. ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ИЗДЕЛИЮ
Техническая характеристика:
1. Номинальный крутящий момент на выходном валу Т=244,5 Н*м;
2. Частота вращения входного вала n1=1465 мин-1;
3. Частота вращения выходного вала n2=586 мин-1;
4. Передаточное отношение U=2.5;
5. КПД редуктора з=0.96;
Вращение нереверсивное;
Степень точности зубчатой пары 8-8-8 В ГОСТ 1643.
Технические требования:
Полость корпусных частей должна быть очищена и покрашена масленой краской;
Подшипники при сборке заполнить солидолом Ж;
3. Боковой зазор в зубчатых зацеплениях в переделах 0.16…0.30 мм;
4. Биение посадочных концов валов не более 0.1 мм;
В корпус залить масло индустриальное И-30А, в объеме 3.5 литра;
Редуктор обкатать в холостую в течении 2 часов.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В курсовом проекте мы выполнили расчет валов на прочность, расчет зубчатой передачи, расчет шпоночного соединения и многое другое.
Благодаря курсовому проектированию мы получили навыки расчета и конструирования одноступенчатого цилиндрического редуктора.
ЛИТЕРАТУРА
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Конструирование узлов и деталей машин". Учебное пособие для ВУЗОВ. Москва. 1979г.
Чернявский С.А. "Проектирование механических передач". Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. Москва. 1976г.
Акульев В.И. "Справочник конструктора - машиностроителя". Москва. Т.-1,2,3. 1979г.
Орлов П.И. "Основы конструирования" в 3-х томах. Москва. 1977г.
"Справочник металлиста". 1977г.
"Стандарты ЕСКД"
Чернелевский Д.В., Панин Б.В. "Курсовое проектирование одноступенчатых редукторов". Москва. 1975г.
"Курсовое проектирование деталей машин". Москва. 1987 г
Иванов М.Н. "Детали машин". Москва. 1991г.
Решетов Д.Н. "Детали машин". Москва. 1989г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Проектирование цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора. Выбор электродвигателя на основе требуемой мощности, расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Определение диаметра болтов.
контрольная работа [305,0 K], добавлен 09.11.2011Выбор электродвигателя, кинематический расчет и схема привода. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана. Расчет зубчатых колес редуктора. Выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Расчёт вращающих моментов вала.
контрольная работа [693,6 K], добавлен 01.12.2010Расчет зубчатых пар редуктора на контактную выносливость и на выносливость по напряжениям изгиба. Расчет параметров цилиндрических зубчатых пар редуктора и проверка принятых размеров на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
курсовая работа [245,6 K], добавлен 27.01.2016Основные параметры зубчатой передачи цилиндрического редуктора. Расчет долговечности принятых подшипников для ведущего вала. Статическая и усталостная прочность ведомого вала. Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения. Расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [398,9 K], добавлен 16.03.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [120,4 K], добавлен 19.01.2010Подбор электродвигателя. Расчет общего передаточного числа. Кинематический расчет валов, клиноременной и конической передачи. Подбор подшипников для конического редуктора. Ориентировочный расчет и конструирование быстроходного вала конического редуктора.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 06.01.2016Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011Кинематический расчет привода. Выбор твердости, термической обработки и материала колес. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Конструирование зубчатых колес, корпусных деталей, подшипников. Расчет валов на прочность.
дипломная работа [2,0 M], добавлен 12.02.2015Кинематическая схема и определение привода. Проектное установление прочности валов и конструктивные расчёты зубчатых колёс. Нахождение размеров элементов корпуса и крышки, эскизная компоновка. Посадка зубчатых колес и подшипников, смазка редуктора.
курсовая работа [454,0 K], добавлен 14.10.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников ведущего вала. Уточненный расчет ведущего вала.
курсовая работа [287,9 K], добавлен 24.08.2012
