Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование редуктора

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Требуемая мощность электродвигателя [6, с.89], кВт

,

где - общий КПД редуктора [6, с.89],

Здесь - КПД муфты

[6, с.96] - КПД одной закрытой зубчатой пары;

[6, с.96] - КПД одной пары подшипников качения.

По этой величине из табл. [1, с.93-94] с учётом возможности 2-х ступенчатого редуктора (U = 10 ч 25) выбираю электродвигатель типа 4АМ112МА6У3, имеющий мощность P₁ = 3 кВт при частоте вращения n₁ = 955 мин^-1.

Общее передаточное число редуктора

В соответствии с ГОСТ 21426, назначаю U_p=16 редуктора [1, с.96-97].

U=U_1* U_2;

При этом передаточное число 1-й ступени U₁ = 3.55, второй ступени U₂ = 4,5 [6, с.96-97].

Частота вращения промежуточного вала, мин^-1

ведомого вала

Угловая скорость каждого из валов, с^-1

2. Расчёт зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колёс и термической обработки

Мощность привода небольшая, поэтому целесообразно для шестерен и колес выбрать материал с твердостью НВ?350. При этом твердость шестерен назначают на (3050) НВ выше твердости колеса.

Шестерни: Сталь 45; термообработка - улучшение; твёрдость 230НВ; временное сопротивление ?_В = 780МПа; предел текучести ?_Т = 540МПа; предел выносливости при симетричном цикле напряжения изгиба ?_{-1 =} 335 МПа [9, с.9].

Колеса: Сталь 45; нормализация; 190НВ; ?_В = 600МПа;??_Т = 320МПа;

?_{-1 =} 260МПа [9, с.9].

2.2 Допускаемые напряжения

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения [3, с.145], MПа.

Расчет на контактную прочность ведется по зубьям колеса, как менее прочным

(МПа)

МПа;

где -базовое число циклов перемены нагружений, соответствующему пределу выносливости, N-число циклов перемены напряжения за весь срок службы.

При ? и НВ ? 350, назначаю K_HL = 1,0 [9, с.9].

-коэф. безопасности

Назначаю = 400 МПа.

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

K_FL - коэффициент долговечности; K_FC - коэффициент реверсивности, учитывающий характер изменения напряжений для K_FC = 1, для реверсируемых передач K_FC = 0,75; S_F = 1,75 - коэффициент безопасности.

При ? и НВ ? 350, принимают K_FL = 1,0

Шестерни:

= 1,8235 = 423 MПа;

= 181 MПа.

Назначаю = 180 МПа.

Колеса:

= 1,8190 = 342 МПа.

= 146,6 МПа.

Назначаю = 140 МПа.

2.3. Расчёт 2-й ступени

2.3.1 Межосевое расстояние из условия контактной прочности

где - крутящий момент на ведомом валу;

K = 1,2 ч 1,6 - коэффициент расчётной нагрузки;

Назначаю К = 1,5.

- коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию;

Назначаю = 0,4.

Назначаю = 200 мм.

2.3.2 Модуль зацепления

m = (0,01 ч 0,02)200 = (2 ч 4), мм.

По ГОСТ 21426 назначаю m = 3,0 мм.

2.3.3 Числа зубьев

Суммарное

Шестерни

Назначаю

Колеса

2.3.4 Фактическое передаточное число

Отклонение от стандартной величины

2.3.5 Геометрические размеры зацепления [6, с.174]

Диаметры делительных (начальных) окружностей, мм

Шестерни Колеса

Диаметры окружностей выступов, мм

Диаметры окружностей впадин, мм

; .

Ширина колеса

Ширина шестерни

Межосевое расстояние (фактическое)

2.4 Проверочный расчет

2.4.1 Окружная скорость 2-й ступени

По этой величине назначаю 9-ю степень точности [9,стр.12].

По девятой степени точности: =1,1 м/с; = 1,1; при НВ = 350 =1,0[9,стр.12].

2.4.2 Уточнённый коэффициент расчётной нагрузки

Так как фактическая величина принятого ранее, проверка зубьев на контактную прочность не требуется.

2.4.3 Силы, действующие в зацеплении [9, стр. 13], H

Окружная

Радиальная

где ? = 20.

Нормальная (полная)

2.4.4 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба [6, с.13], МПа

где К_F=К_Н=1.05, Y_F - коэффициент формы зуба

Относительная прочность зубьев:

Шестерни

Колеса

Так как < , проверку провожу по зубьям колеса, как менее прочным.

Прочность зубьев по напряжению изгиба достаточна.

2.5 Расчёт первой ступени

2.5.1 Межосевое расстояние из условия контактной прочности

где H•мм.

Назначаю = 1,5;= 0,25

мм.

Назначаю =140.

2.5.2 Модуль зацепления

m = (0,01 0,02) ;

m = (0,01 0,02)?140 = (1,4 ч 2,8)мм.

По ГОСТ назначаю m = 2 мм.

2.5.3 Число зубьев

Суммарное

Шестерни



Назначаю Z₁=35

Колёса

2.5.4 Фактическое передаточное число

2.5.5 Геометрические размеры зацепления

Шестерня Колесо

Ширина колеса

Ширина шестерни

Фактическое межосевое расстояние 1-й ступени редуктора

2.6 Проверочный расчет

2.6.1 Окружная скорость, м/с

Назначаю 8 - ю степень точности

при НВ ? 350 [9,стр.12].

2.6.2 Уточненный коэффициент расчетной нагрузки

Так как фактическая величина принятого ранее, проверка зубьев на контактную прочность не требуется.

2.6.3 Силы действующие в зацеплении [9,с.13],H

Окружная

Радиальная где ? = 20.

Нормальная (полная)

2.6.4 Проверка зубьев на изгиб [6, cтр.13], МПа

Относительная прочность зубьев:

шестерни колеса

; ;

Так как > , проверку провожу по зубьям колеса, как менее прочным.

Прочность зуба колеса по напряжению изгиба достаточна.

3. Проектный расчёт валов на прочность

3.1 Выбор материала валов

В качестве материала валов назначают улучшенную среднеуглеродистую сталь 45, улучшение; 235 НВ; =780МПа; =540МПа; =335МПа.

3.2 Допускаемые напряжения

Проектный расчет валов выполняется только по напряжениям кручения. Напряжения изгиба, концентрация напряжений и переменность напряжений во времени при этом не учитывается. Поэтому, в целях компенсации приближенности проектного расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют пониженными [_к]=(2025) МПа

3.3 Диаметры ступеней вала

3.3.1 Ведущий вал

Рис.2



Диаметр входного конца

Назначаю =15мм.

Диаметр под уплотнение крышки с отв. d`= d<sub>1</sub>+1; d<sub>1</sub>`= 19 мм.

Диаметр под подшипник d₁``= d`<sub>1</sub>+1; d<sub>1</sub>``= 16 мм.

Диаметр под шестерню d₁```= d<sub>1</sub>``+1; d<sub>1</sub>```= 17 мм.

Диаметр буртика d_1Б = d₁```+3; d_1Б =20 мм.

Ширина буртика l_1Б= 10 мм.

3.3.2 Промежуточный вал

Рис. 3

Диаметр наиболее напряжённого участка вала d₂``` под колесо 1-й ступени и шестерню 2-й

d₂```

Назначаю d₂```=30 мм

Диаметр под подшипники d₂`` определяют по конструктивным соображениям.

По ГОСТ назначаю d₂``= 25 мм.

3.3.3 Ведомый вал

Назначаю d₃ = 40 мм.

d₃`= d₃ +(1..3)=40+2=42 мм;

d₃``= d₃`+(1..3)=42+2=44 мм;

d₃```= d₃``+(3..5)=44+3=47 мм;

d_3Б = d₃```+(3..5)=47+3=50 мм;

l_Б3= 10 мм.

4. Конструктивные размеры зубчатых колёс

Заготовки зубчатых колес наиболее целесообразно изготавливать методом горячей штамповки.

Размеры колес, полученные ранее, мм:

d_ai; b_i; d_i=d_i'''; m.

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Толщина диска

Толщина обода

Размер фаски

Радиусы скруглений R ? 6 мм

4.1 Колесо 1-й ступени

= 220 мм; = 35 мм; d₂ = d₂``` = 30 мм; m= 2 мм.

Назначаю

Назначаю

Назначаю

R=8мм

4.2 Колесо второй ступени

= 333 мм; = 80 мм; d₄ = d₃```= 47 мм; m=3 мм.

Назначаю

Назначаю

Назначаю

R=8мм

5. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора, мм [9,стр.18]

Корпус и крышку редуктора целесообразно отливать из серого чугуна марки не ниже СЧ15.

Толщина стенки корпуса ? и крышки ?_? редуктора

Назначаю

Толщина верхнего фланца корпуса В и нижнего фланца крышки

Толщина нижнего фланца корпуса

Назначаю p = 18 мм.

Толщина рёбер жёсткости

Назначаю

Диаметр фундаментных болтов

Назначаю 4 болта М16.

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу

Назначаю болты М12.

Ширина опорной поверхности фланца

А=2,4d₁+1,5

А=2,4*16+1,5*8=50,4 мм;

Назначаю А= 50 мм.

Превышение днища над опорными поверхностями, h=0,5; h=0,5*8=4мм.

Диаметр штифов

Длина штифов

По ГОСТ 3129 назначаю d_ш=8мм; .

Ширина нижнего фланца корпуса: K₁ = 43 мм .

Ширина верхнего фланца корпуса и нижнего фланца крышки: K₂ = 32 мм.

Расстояние от наружной поверхности корпуса до оси болтов d₁: С₁ = 19 мм и оси болтов d₂: С₂ = 14 мм



6. Эскизная компановка

Для предотвращения задевания зубчатых колес за стенки корпусных деталей, назначаю радиальный и осевой зазор между вращающимеся деталями и внутренними поверхностями корпусных деталей Х=10 мм; расстояние между днищем корпуса и выступами зубьев колеса 2-ой ступени Y=20 мм.

Расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса L по ширине и М по длинне (размеры масленой ванны в плане).

Расстояние между опорами валов при выбранной предварительно ширине подшипников В=15мм; l=L+B; l=155+15=170мм.

7. Подбор и проверка прочности шпонок

Размеры поперечного сечения шпонки b h мм, а так же глубину паза на валу t_1, и в ступице t₂ выбираю из таблицы ГОСТ по диаметру вала в месте установки шпонки. Номинальную длину l выбирают из стандартного ряда в соответствии с длинной ступицы (шириной), сидящей на валу детали.

Выбранные размеры шпонок проверяю на смятие;

Где z - количество шпонок; z=1;

l_Р = l - b - рабочая длина шпонки;

Т- крутящий момент на рассматриваемом валу.

[_см]=150МПа, при стальной ступице

Рис. 7. К проверочному расчету шпонок

7.1 Ведущий вал

7.1.1 Шпонка на выходном конце

По d = d₁ = 15 мм назначаю b = 5 мм; h = 5 мм; t₁ = 3 мм; t₂ = 2,3 мм. По длине полумуфты под цилиндрич. вал l_цил.=28 мм; l = 25 мм.

l_P = l - b;

l_P= 25 - 5 = 20 мм.

7.1.2 Шпонка под шестерню

По d₁ = d₁```= 20 мм назначаю b = 6 мм; h = 6 мм; t₁ = 3,5 мм; t₂ = 2,8 мм, по b₁ = 40 мм, назначаю l = 40 мм.

Проверка на прочность не требуется.

7.2 Промежуточный вал

7.2.1 Шпонка под колесом первой ступени

По d₂ = d₂```= 30 мм назначаю b = 8 мм; h = 7 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3,3 мм.

По длине ступицы = 41 мм, назначаю l = 36 мм.

l_P = 36 - 8 = 28 мм.

7.2.2 Шпонка под шестернёй 2-ой ступени

По d = d₂```= 30 мм, назначаю b = 8 мм; h = 7 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3,3 мм.

По ширине шестерни b₃ = 85 мм назначаю l = 80 мм.

Проверка на прочность не требуется.

7.3 Ведомый вал

7.3.1 Шпонка на выходном конце

По d = d₃ = 40 мм, назначаю b = 12 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3, мм.

По l_цил. = 76 мм, назначаю l = 70 мм;

l_P = 70 - 12 = 58 мм;

7.3.2 Шпонка под колесо

По d₃ = d₃```= 47 мм, назначаю b = 14 мм; h = 9 мм; t₁ = 5,5 мм; t₂ = 3,8 мм.

По длине ступицы = 61 мм, назначаю l = 56 мм.

Проверка на прочность не требуется.

8. Подбор подшипников качения

При частоте вращения подшипников n > 1 об/мин их подбирают по расчетной динамической грузоподъёмности С_р по условию:

С_р С,

где С-табл. базовая динамическая грузоподъемность

С_р=QL^1/

Q-эквивалентная нагрузка на подшипник

L-долговечность в млн. оборотах

=3 - для шариковых подшипников

L=(L_h*60*n)/(10⁶)

8.1 Ведущий вал

610 - 783 + 173 = 0; 0=0.

Эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник по более нагруженной опоре А.

где V=1 [9, стр.27] (вращается внутренее кольцо);

К_? =1,3 [9, стр.27] (зубчатая передача);

К_Т=1 [9, стр.27] (t⁰ < 100⁰C).

L=(4000*955*60)/10⁶ = 229

C_р=793*229^1/3=4853 Н.

По этой величине и диаметру вала под подшипники d₁ = d₁``=17 мм выбираю радиальные подшипники средней серии №303, имеющие С=10,9 кН и размеры

d x D x B = 17x47x14 [9, стр.75].

8.2 Промежуточный вал



Проверка: 1414+164-783-2277=0.

Подбор проводим по более нагруженной опоре В, R=R_B

C_р=8529 Н.

По этой величине и диаметру вала под подшипники d = d₂``= 25 мм выбираю радиальные подшипники серии №205 , имеющие С= 11кН и размеры

d x D x B = 25x52x15 [9, стр.75].

8.3 Ведомый вал



Проверка: 1059 - 3014 + 1955 = 0.

Эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник по более нагруженной опоре В.

L=(10000*60*90)/10⁶ = 54

C_р=2541,5*54^1/3=9606,3 Н.

По этой величине и диаметру вала под подшипники d = d₃``= 50 мм выбираю радиальные подшипники особо легкой серии № 211, имеющие С= 34 кН и размеры d x D x B = 55 x 100 x 21 [9, стр.75].

9. Уточнённый расчёт валов на выносливость

n = ?[n],

где [n] = 1,5 ч 5,0 - рациональная величина;

n_у,n_ф - соответственно коэффициенты запаса с учетом только нормальных напряжений (изгиб) и с учетом только касательных напряжений (кручение).

n_у =

n_ф = .

Здесь у_-1 - предел выносливости материала при симметричном цикле напряжений изгиба; ф_-1 - кручения;

K_у, K_ф - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

е_у, е_ф - масштабный коэффициент;

в - коэффициент, учитывающий качество поверхности (в основном - шероховатость и твердость);

ш_у, ш_ф - коэффициент асимметрии цикла;

у_а, ф_а - амплитудное; у_m, ф_m - среднее напряжение в цикле.



F_n1 = 783 H; R_A = 610 H; R_B = 173H;

l = 170 мм; b = 37,5мм; c = 132,5 мм.

Суммарный изгибающий момент

M = R_Ab; M = 610 ^. 37,5 = 22875 Н^.мм.

Крутящий момент T₁ = 24038 Н^.мм.

По этим данным строим эпюры изгибающих и крутящих моментов .

Изгиб

у_-1 = 335 МПа (из 2.1);

К_у = 2,15 [9, с. 33];

е_у = 0,92; в = 1,0; ш_у = 0,2 [9, с. 34].

Осевой момент сопротивления

W_H=;

Кручение

ф_-1? 0,5у_-1 = 167 МПа;

K_ф = 2,05 [9, с. 33];

е_ф = 0,83; ш_ф = 0,1 [9, с. 34].

Полярный момент сопротивления

W_сH = ;

Выносливость вала обеспечена. Несколько завышенная величина коэффициента запаса, выносливость обусловлена работоспособностью подшипников

10. Посадки зубчатых колёс и подшипников

Для соединения валов с деталями, передающими крутящие моменты (колёсами, муфтами) применению посадки с натягом. Рекомендуются посадки:

для цилиндрических прямозубых передач H7/p6 или H7/r6;

для цилиндрических косозубых и червячных колёс H7/r6 или H6/s6. Посадки с большим натягом - для колёс реверсивных передач.

Для муфт применяют посадки H7/k6, H7/m6 или H7/n6.

Внутренние кольца подшипников на валы сажают по H7/j6 или H7/k6.

Наружние кольца подшипников в корпус для обеспечения равномерного износа сажают по H7/h6 или H7/h7.

11. Система смазки редуктора

В редукторах общего назначения обычно применяют картерную систему смазки.

Глубина корпуса редуктора

где y=20.

Из 6. длина корпуса внутри M=558мм=55,8см; ширина L=155мм=15,5см.

Уровень масла

Требуемый объем масла из условий компоновки

Марку масла назначают по кинематической вязкости, которую, в свою очередь, определяют по окружной скорости

При V=3,1 м/с назначаю масло марки И-Г-А-46 ГОСТ (174794)

12. Выбор муфты и проверка её деталей на прочность

В приводах общего назначения в качестве моторной муфты выбираю муфту упругую втулочно - пальцевую типа МУВП ГОСТ 21424.

Типоразмер муфты подбираю по расчётному крутящему моменту.

где - коэффициент режима работы;

Ориентируясь на величины

По величине подбираю муфту способную передавать = 63 Н•мм.

У этой муфты: D₀=68 мм; d_П=10 мм; l_П=19 мм; z=6; размеры втулки d_bxl_b=19х15 мм

Рис. 8

У выбранной муфты проверяю пальцы на изгиб

где .

На смятие

где

Выбранная муфта работоспособна.

Библиографический список

редуктор зубчатое колесо вал

1. Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. М., «Машиностроение», 1972.

2. Гжиров Р.И. Краткий справочник конструктора: Спровочник - Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние, 1983.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 7-е изд.,испр.- М.: Высш. шк., 2001.

4. Левицкий В.С. Машиностроительное черчение: Учеб. для втузов - 2-е изд., испр. и доп.-М.: Высш. шк., 1994.

5. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник.- М.: Машиностроение, 1983.

6. Расчеты деталей машин / И.М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. 2-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Высш. шк., 1978.

7. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.

пособие. - М.: Высш. шк., 1980.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.

пособие для техникумов. - М.: Высш. шк. , 1991.

9. Костин В.Е., Щеглов Н.Д. Курсовое проект-ние по дет. Машин: Учебное пособие.- Волгоград: ВолгГТУ, 2004.-80с., ил.

Размещено на Allbest