Размещено на http://www.allbest.ru/

Ульяновский авиационный колледж

Специальность 151001 Технология машиностроения

Дисциплина: Техническая механика

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту на тему:

Разработка технической документации приводного устройства, состоящего из двигателя, одноступенчатого редуктора и открытой передачи

Редуктор цилиндрический

Автор проекта

Лихачёв Максим Игоревич

Руководитель

Г.Ф. Фефилова

2011



СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчеты привода

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

4. Проектный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры зубчатого колеса

6. Подбор подшипников качения

7. Проверочный расчет ведомого вала редуктора на сопротивление усталости

8. Подбор и проверка прочности шпонок

9. Подбор муфты

10. Смазка зубчатой передачи и подшипников

Литература



ВВЕДЕНИЕ

В настоящем курсовом проекте спроектирован одноступенчатый горизонтальный косозубый цилиндрический редуктор общего назначения, входящий в состав привода.

Редуктор - это механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводе от электродвигателя к рабочей машине.

Передаточное число редуктора

Передаточное число привода

Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации, нагрузка постоянная, работа в две смены.

Валы установлены на подшипниках качения.

Долговечность редуктора минимальная долговечность подшипников качения

Мощность на тихоходном валу редуктора частота вращения

Редуктор соединён с электродвигателем через клиноремённую передачу.

На выходе редуктора устанавливается муфта упругая с торообразной оболочкой.



1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА

Рисунок 1 - Схема привода

1.1 Исходные данные:

Мощность на выходном валу

Частота вращения выходного вала

Редуктор предназначен для индивидуального изготовления и длительной работы. Нагрузка не реверсивная, постоянная (спокойная). Работа двухсменная

1.2 Определяем общий КПД привода, равный произведению КПД его элементов [1]

,

где - КПД ремённой передачи;

- КПД зубчатой передачи

1.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя

По каталогу выбираем электродвигатель с и асинхронной частотой вращения ближе к .

Двигатель АИР112МВ6 ТУ 16-525.564-84, , диаметр вала двигателя

1.4 Определяем общее передаточное число привода

1.5 Разбиваем общее передаточное число между передачами, принимая для зубчатой передачи стандартное значение

1.6 Определяем частоты вращения, угловые скорости, мощности и вращающие моменты на валах привода

1.6.1 Вал электродвигателя

1.6.2 Ведущий вал редуктора

1.6.3 Ведомый вал редуктора

1.7 Результаты расчёта сводим в таблицу 1

Таблица 1

Вал	n, об/мин	, 1/с	P, кВт	Т, НHм
Вал электродвигателя	950	99,5	3,91	40
Ведущий вал	236	24,7	3,7	150
Ведомый вал	75	7,9	3,6	460

2 РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рисунок 2

2.1 Исходные данные

- мощность на ведущем шкиве;

- частота вращения ведущего шкива;

- передаточное число ремённой передачи;

- угол наклона линии центров передачи к горизонту (горизонтальная передача)

Условия работы: ежедневное количество смен - 2, характер нагрузки - постоянная.

2.2 По передаваемой мощности и частоте вращения определяем вид сечения ремня: Б [2]

Рисунок 3

Диаметр малого шкива

2.3 Определяем скорость ремня

2.4 Определяем диаметр большого шкива



Принимаем по стандарту

2.5 Определяем фактическое передаточное число

Отклонение от заданного

2.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние

При определяем

Уточнённое межосевое расстояние

2.7 Определяем расчётную длину ремня

Принимаем ближайшее стандартное значение

2.8 Окончательное межосевое расстояние

2.9 Угол обхвата ремнём малого шкива

2.10 Согласно условиям работы принимаем коэффициенты:

- коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата на малом шкиве;

-

коэффициент динамичности нагрузки и режима работы

2.11 Исходная длина ремня по величине относительной длины

Определяем- коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня.

2.12 По известным определяем интерполированием номинальную мощность передаваемую одним ремнём сечения Б

2.13 Мощность, передаваемая одним ремнём при эксплуатации

2.14 Для предполагаемого числа ремней

задаёмся коэффициентом учитывающим неравномерную загрузку ремней

2.15 Требуемое число ремней

принимаем

2.16 Сила предварительного натяжения одного ремня

2.17 Сила, действующая на вал

где

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Исходные данные

Вращающий момент на валу колеса

Угловая скорость ведущего вала

Передаточное число

Режим нагрузки - постоянный. Редуктор с нереверсивной передачей

предназначен для длительной эксплуатации и для мелкосерийного производства.

Зубчатые колеса нарезаны без смещения [2]

3.2 Выбор материала зубчатых колёс

3.2.1 Шестерня: Сталь 40Х; термообработка - улучшение; диаметр твёрдость рабочих поверхностей зубьев предел прочности

3.2.2 Колесо: Сталь 40Х; термообработка - улучшение; ширина заготовки венца зубчатого колеса твёрдость рабочих поверхностей зубьев Предел прочности

Принимаем среднюю твёрдость шестерни колеса

3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1 Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса

где- предел контактной выносливости поверхностей зубьев при

- допускаемый коэффициент безопасности при однородной структуре материала (улучшение);

- коэффициент долговечности для длительно работающих передач при постоянном режиме нагрузки.

Принимаем допускаемое контактное напряжение для косозубых цилиндрических колёс



Условие выполняется.

3.3.2 Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса

где- предел выносливости зубьев по излому для материала

с

- допускаемый коэффициент безопасности для зубчатых колёс, изготовленных из поковок;

- коэффициент долговечности для длительно работающих

передач при постоянном режиме нагрузки

3.4 Принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

как для симметричного расположения колес относительно опор

3.5 Определяем коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни



3.6 Принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

как для прирабатывающихся колес имеющих твердость зубьев H<HB 350, окружная скорость колес при V<15 м/с

3.7 Межосевое расстояние

Принимаем стандартное значение

3.8 Ширина венца колеса

что соответствует стандартному значению.

Ширина венца шестерни

что соответствует стандартному значению

3.9 Нормальный модуль зубьев

Принимаем стандартное значение модуля

3.10 Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определяем число зубьев шестерни и колеса

Принимаем

Уточняем угол наклона зубьев

3.11 Фактическое передаточное число

Отклонение фактического передаточного числа от заданного

3.12 Основные геометрические размеры передачи

Диаметр делительных окружностей

Проверяем значение межосевого расстояния

Диаметр окружностей вершин зубьев

Диаметр окружностей впадин зубьев

Высота зуба

3.13 Проверяем пригодность выбранных заготовок шестерни и колеса

Ширина заготовки колеса

Размер заготовки шестерни

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке - улучшение.

Поэтому, выбранная в начале расчета марка стали 40Х не требует изменения.

3.14 Окружная скорость колеса и степень точности передачи

Принимаем 8-ую степень точности - это средняя точность, применяемая для передач общего машиностроения

3.15 Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила



3.16 Результаты расчетов сведены в таблицу 2 основных параметров зубчатых передач

Таблица 2

Наименование параметра	Буквенное обозначение	Единицы измерения	Численное значение
Межосевое расстояние	aw	мм	140
Делительный диаметр	шестерни	d1	мм	67,44
	колеса	d2	мм	212,56
Диаметр окружности впадин зубьев	шестерни	df1	мм	62,44
	колеса	df2	мм	207,56
Нормальный модуль	mn	мм	2
Диаметр окружности вершин зубьев	шестерни	da1	мм	71,44
	колеса	da2	мм	216,56
Число зубьев	шестерни	Z1	-	33
	колеса	Z2	-	104
Ширина венца	шестерни	b1	мм	60
	колеса	b2	мм	56
Окружная скорость	V	м/с	0,84
Степень точности	-	-	8
Окружное усилие	Ft1 = Ft2	Н	4330
Радиальное усилие	Fr1 = Fr2	Н	1610
Осевое усилие	Fa1 = Fa2	Н	900

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1 Ведущий вал

4.1.1 Крутящий момент в расчётном сечении вала равен вращающему моменту на валу



4.1.2 Принимаем допускаемое напряжение при кручении

4.1.3 Диаметр выходного конца вала

Так как вал соединяется с валом электродвигателя через ремённую передачу то для получения рациональной конструкции привода необходимо, чтобы

Для облегчения установки и снятия шкива, повышения надёжности соединения (можно легко получить любой натяг) принимаем выходной конец коническим. Поэтому согласуем с конического участка вала [2]

Принимаем

4.1.4 Диаметр вала под подшипники

Диаметр буртика под подшипники

4.1.5 Диаметр вала под шестерню не назначен, т.к. принимаем шестерню, выполненную за одно целое с валом (вал-шестерня)

4.1.6 Диаметр резьбового участка вала

4.1.7 Вычисляем длины участков валов

Принимаем согласно ряду нормальных линейных размеров

4.1.8 Минимальный диаметр конического участка вала

Рисунок 4



4.1.9 Эскиз ведущего вала

Рисунок 5

4.2 Ведомый вал

4.2.1 Крутящий момент в расчётном сечении вала равен вращающему моменту на валу

4.2.2 Принимаем допускаемое напряжение при кручении

4.2.3 Диаметр выходного конца вала

4.2.4 Диаметр вала под подшипники



Принимаем

Диаметр буртика под подшипник

4.2.5 Диаметр вала под колесом

;

4.2.6 Вычисляем длины участков валов

Принимаем согласно ряду нормальных линейных размеров

4.2.7 Минимальный диаметр конического участка вала

косозубый редуктор привод вал



5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

5.1 Принимаем зубчатое колесо кованное [1]

Рисунок 6

5.2 Определяем наружный диаметр ступицы колеса

Принимаем

5.3 Определяем длину ступицы колеса

5.4 Определяем толщину обода

Принимаем



5.5 Определяем толщину диска колеса

5.5 Определяем остальные размеры

Принимаем

6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Рисунок 7

6.1 Ведущий вал

6.1.1 Схема нагружения вала

Рисунок 8



Исходные данные:

;

6.1.2 Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 9

Проверка:

Реакции определены, верно

6.1.3 Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 10

Так как схема нагружена симметрично, то

6.1.4 Определяем суммарные радиальные опорные реакции

6.1.5 Выбираем тип подшипников - радиальный шариковый подшипник лёгкой серии 208: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм [3]



Грузоподъемность Сr = 32000 H; Соr =17800 H

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 11

6.1.6 Намечаем минимальную долговечность подшипников

6.1.7 Для подшипника В , воспринимающего осевую нагрузку [3]

где Х и Y - коэффициенты влияния радиальной и осевой нагрузки

- базовая статическая радиальная грузоподъёмность

где - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце подшипника

Окончательно принимаем коэффициенты:



Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на подшипник B

где - коэффициент безопасности

-температурный коэффициент (t<100°C)

6.1.8 Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку на подшипник A, который не воспринимает осевую силу

6.1.9 Расчётная долговечность наиболее нагруженного подшипника В

Подшипник 208 подходит

6.2 Ведомый вал

Рисунок 12



6.2.1 Схема нагружения вала

Исходные данные:

;

;

6.2.2 Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 13

Проверка:

Реакции определены, верно

6.2.3 Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 14

Так как схема нагружена симметрично, то

6.2.4 На выходе зубчатого редуктора стоит муфта

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 15

Проверка:

Реакции определены, верно

6.2.5 Определяем суммарные радиальные опорные реакции

6.2.6 Выбираем тип подшипников радиальный шариковый подшипник лёгкой серии 211: d =55 мм; D =100 мм; В =21 мм

Грузоподъемность Сr = 43600 H; Соr =25000 H

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 16

6.2.7 Намечаем минимальную долговечность подшипников

6.2.8 Для подшипника А, воспринимающего осевую нагрузку

Окончательно принимаем коэффициенты:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на подшипник А

6.2.9 Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку на подшипник В, который не воспринимает осевую силу

6.2.10 Расчётная долговечность наиболее нагруженного подшипника В

Подшипник 211 подходит.

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВЕДОМОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

7.1 Материал вала

Принимаем сталь Ст5, диаметр заготовки любой, твёрдость не ниже 190 HB, предел прочности предел выносливости при симметричном цикле изгиба и кручении [3].

7.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов для ведомого вала

7.2.1 Вертикальная плоскость

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 17

7.2.2 Горизонтальная плоскость

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 18

7.2.3 Изгиб от силы

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 19

7.2.4 Кручение

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 20

7.2.5 В соответствии с эпюрами предположительно устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат расчёту

Таких сечений два:

1 - 1 под серединой ступицы колеса со шпоночным пазом;

2 - 2 под подшипником В на шейке вала

7.3 Сечение 1 - 1

7.3.1 Суммарный изгибающий момент в сечении

Крутящий момент

7.3.2 Осевой момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза

7.3.3 Полярный момент сопротивления сечения

7.3.4 Амплитуда нормальных напряжений

7.3.5 Амплитуда касательных напряжений

7.3.6 Коэффициенты концентрации напряжений для сечения 1 - 1, обусловленных наличием шпоночного паза

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для вала со шпоночным пазом:

- для концевой фрезы;

при ;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения детали:

при изгибе

при кручении

- коэффициент влияния шероховатости поверхности при

7.3.7 Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

7.3.8 Результирующий коэффициент запаса прочности сечения 1 - 1

Прочность сечения 1 - 1 на усталость обеспечена

7.4 Сечение 2-2

7.4.1 Суммарный изгибающий момент в сечении

7.4.2 Осевой момент сопротивления сечения

7.4.3 Полярный момент сопротивления сечения



7.4.4 Амплитуда нормальных напряжений

7.4.5 Амплитуда касательных напряжений

7.4.6 Коэффициенты концентрации напряжений для сечения 2-2

,

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений в местах напрессовки подшипников

при d_n2 = 55 мм;

7.4.7 Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

7.4.8 Результирующий коэффициент запаса прочности



Прочность сечения 2-2 на усталость обеспечена

Так как прочность вала на усталость обеспечена, то его диаметры и выбранный материал оставляем без изменения.

8. ПОДБОР И ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОК

8.1 Ведущий вал

8.1.1 На ведущем валу устанавливаем шпонку под шкив

Из таблицы ГОСТ принимаем шпонку призматическую со скруглёнными торцами [3]

Эскиз соединения

Рисунок 21



Принимаем

Принимаем при стальной ступице и спокойной нагрузке

Прочность шпонки обеспечена

Обозначение шпонки: Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-78

8.2 Ведомый вал

8.2.1 На ведомом валу устанавливаем шпонку под колесо

Из таблицы ГОСТ принимаем шпонку призматическую со скруглёнными торцами



Принимаем

Прочность шпонки обеспечена

Обозначение шпонки: Шпонка 18х11х50 ГОСТ 23360-78

Принимаем посадку под колесом:

8.2.2 На ведомом валу устанавливаем шпонку под муфту

Из таблицы ГОСТ принимаем шпонку призматическую со скруглёнными торцами

Принимаем



Прочность шпонки обеспечена

Обозначение шпонки: Шпонка 12х8х63 ГОСТ 23360-78

8.3 Вычерчиваем шпонки на миллиметровке сборочного чертежа редуктора

9. ПОДБОР МУФТЫ

9.1 Исходные данные:

9.2 На тихоходном валу редуктора устанавливаем муфту упругую с торообразной оболочкой такую, чтобы допускаемый крутящий момент был не менее заданного расчётного и диаметр отверстия [3]

где - коэффициент режима работы муфты при постоянной нагрузке.

Выбираем:

Муфта 800-48 ГОСТ 20884-93

9.3 Эскиз муфты

Рисунок 22

1 - резиновый упругий элемент;

2 - полумуфта;

3 - винт;

4 - кольцо;

5 - прижимное полукольцо;

6 - винт

9.4 Проверяем торообразную оболочку муфты на прочность по напряжениям среза

где - диаметр опасного сечения;

- наружный диаметр муфты;

- толщина оболочки

при

Прочность муфты обеспечена.

10. СМАЗКА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ И ПОДШИПНИКОВ

Для смазки принимаем картерную систему смазки, которая осуществляется погружением колеса в масло, залитое в корпус редуктора.

Применяем масло индустриальное И-Г-А-68 для гидравлических систем без присадок с классом кинематической вязкости 68 [3].

- глубина масла под колесом

Уровни погружения цилиндрических колес редуктора в масляную ванну

Подшипники смазываются брызгами масла, залитого в корпус редуктора.

Контроль уровня масла осуществляется маслоуказателем.



ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностр. спец. учреждений среднего профессионального образования / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М. Машиностроение, 2004. - 560 с.

2. Техническая механика. Курсовое проектирование. Расчетная часть проекта. Редукторы цилиндрические метод, указания для студентов специальностей 151001, 160203. В 2-х книгах. Книга 1 / авт.-сост. Г.Ф. Фефилова - Ульяновск: УАвиаК, 2010.

3. Техническая механика. Курсовое проектирование. Расчетная часть проекта. Редукторы цилиндрические метод, указания для студентов специальностей 151001, 160203. В 2-х книгах. Книга 2 / авт.-сост. Г.Ф Фефилова - Ульяновск: УАвиаК, 2010.

4. .Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин Учеб. Пособие для техникумов. - М., Высш. школа, 1991. - 432 с.

5. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, ИЛ. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.- 416 с.

Размещено на Allbest.ru