Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

ФГАОУ ВПО "Уральский федеральный университет

имени первого президента России Б.Н. Ельцина"

Кафедра "Детали машин"

Курсовая работа

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Руководитель Зиомковский В.М.

Студент Костомарова А.А.

Группа ЭМ-200302

Екатеринбург

2012

Задание: рассчитать зубчатый цилиндрический редуктор для механического привода по следующим данным:

Схема привода технологической машины

1- электродвигатель, 2 - упругая муфта, 3 - редуктор, 4 - ведущая звездочка, 5 - цепная передача, 6 - ведомая звездочка, 7- муфта зубчатая,

8 - исполнительный механизм, I - ведущий вал зубчатой передачи,

II - ведомый вал зубчатой передачи, ведущий вал цепной передачи,

III- ведомый вал цепной передачи.

Исходные данные:
1	Мощность на ведомом валу	кВт
2	Частота вращения ведомого вала
3	Режим работы	-	ср.равно
4	Тип привода	-	реверсивный
5	Продолжительность включения	%	ПВ%=40
6	Срок службы	год	L=7
7	Коэффициент использования привода в течение года	-
8	Коэффициент использования привода в течение суток	-
9	Вид передачи	-	косозубая

Введение

1. Расчет кинематических параметров привода

1.1 Определение требуемой мощности

1.2 Определение частоты вращения ведущего вала

1.3 Общее передаточное число

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

1.5 Передаточное число цепной передачи

1.6 Частоты вращения валов

1.7 Мощность на валах

1.8 Крутящие моменты на валах

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Межосевое расстояние

2.2 Модуль, числа зубьев колес

2.3 Диаметры колес

2.4 Силы в зацеплении

3. Расчет и проектирование валов

3.1 Проектирование тихоходного вала

3.2 Проектирование быстроходного вала

3.3 Определение опорных реакций валов

3.4 Расчет вала на усталостную прочность

3.5 Расчет вала на статическую прочность

4. Подбор подшипников качения

4.1 Расчет подшипников на долговечность

5. Проверка шпонок на смятие

6. Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет

7. Выбор смазки редуктора

Заключение

Библиографический список

Введение

Редуктором называется закрытая зубчатая передача, размещенная в металлическом корпусе, представляющая собой самостоятельный узел. Главными характеристиками редуктора служат коэффициент полезного действия (КПД), мощность, передаточное отношение, скорости валов, количество ступеней и передач и др.

В данной курсовой работе целью является проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора.

Задачи данной курсовой работы курсовой работы: произвести расчеты основных узлов и деталей механического привода:

- Расчет зубчатой передачи;

- Расчет изгибающих и крутящих моментов валов редуктора;

- Расчет вала на усталостную и статическую прочность;

- Выбор подшипников качения и их расчет на долговечность.

В данной работе проектируемый редуктор - цилиндрический, косозубый, одноступенчатый, с горизонтальным расположением валов редуктора в пространстве.

1. Расчет кинематических параметров привода

1.1 Определение требуемой мощности

Для определения требуемой мощности необходимо знать общий КПД привода

,

где - общий КПД привода

- КПД пары подшипников

- КПД муфты

- КПД зубчатой передачи

- КПД цепной передачи

Тогда

По требуемой мощности выбираем электродвигатель 4AM100L6 со стандартной мощностью , синхронной частотой вращения и коэффициентом скольжения .

1.2 Определение частоты вращения ведущего вала

1.3 Общее передаточное число

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число зубчатой передачи примем за по ГОСТ 2185-66

1.5 Передаточное число цепной передачи

1.6 Частоты вращения валов

1.7 Мощность на валах

1.8 Крутящие моменты на валах

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Межосевое расстояние

Примем межосевое расстояние за

2.2 Модуль, числа зубьев колес

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

.

Для силовых передач модуль меньше 2 не применяется, следовательно выбираем .

Суммарное число зубьев передачи

для косозубой передачи.

Полученное суммарное число зубьев округляем до ближайшего целого числа .

Уточним :

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

При отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5%.

Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле

2.3 Диаметры колес

Рассчитаем диаметры делительной окружности колес:

Посчитаем межосевое расстояние через диаметры колес:

Диаметры окружностей выступов:

Диаметры окружностей впадин:

2.4 Силы в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Распорная сила

Осевая сила

3. Расчет и проектирование валов

Проектирование тихоходного вала

Для размещения на валу деталей он имеет ступенчатую форму и состоит из семи участков.

Диаметр хвостовика определяем из расчета вала на кручения по пониженным допускаемым напряжениям

Полученное значение d₁ округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69: d₁ = 30мм.

Длина хвостовика l₁ = 2*d₁ = 2*30 = 60 мм.

2) участок вала 2 предназначен для взаимодействия с уплотнителем.

d₂ = d₁+5 = 30+5 = 35 мм, l₂ = 30 мм.

3) на участке 3 устанавливается подшипник 208 ГОСТ 8338-75 и закрепительная втулка. Диаметр данного участка должен быть кратен 5.

d₃ = d₂+5 = 35+5 = 40 мм l₃ = (20...30) + B = 20+18 = 38 мм.

4) участок вала 4 предназначен для установки зубчатого колеса

d₄ = d₃+5 = 40+5 = 45 мм l₄ = 30 мм

5) участок 5 является буртиком для осевой фиксации зубчатого колеса

d₅ = 45+5 = 50мм l₅ = 13 мм

6) участок 6 является буртиком для осевой фиксации подшипника

d₆ = d_зп = 45 мм l₆ = 10 мм.

7) на участке 7 устанавливается подшипник 208 ГОСТ 8338-75

d₇ = 40 мм l₇ = 18 мм.

d1 = 30мм	d2 = 35мм	d3 = 40мм	d4 = 45мм	d5 = 50мм	d6 = 45мм	d7 = 40мм
l1 = 60мм	l2 = 30мм	l3 = 38мм	l4 = 30мм	l5 = 13мм	l6 = 10мм	l7 = 18мм

Проектирование быстроходного вала

Быстроходный вал также как и тихоходный имеет ступенчатую форму и состоит из семи участков:

1)

Полученное значение d₁ округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69: d₁ = 20мм.

Длина хвостовика l₁ = 2*d₁ = 2*20 = 40 мм.

2) d₂ = d₁+5 = 20+5 = 25 мм, l₂ = 35 мм.

3) на участке 3 устанавливается подшипник 206 ГОСТ 8338-75 и закрепительная втулка.

d₃ = d₂+5 = 25+5 = 30 мм l₃ = 16 мм.

4) d₄ = d₃+5 = 30+5 = 35 мм l₄ = 22 мм

5) d₅ = 35+5 =40 мм l₅ = 35 мм.

6) d₆ = 35 мм l₆ = 19 мм.

7) на участке 7 устанавливается подшипник 206 ГОСТ 8338-75

d₇ = 30мм l₇ = 16 мм.

d1 = 20мм	d2 = 25мм	d3 = 30мм	d4 = 35мм	d5 = 40мм	d6 = 35мм	d7 = 30мм
l1 = 40 мм	l2 =35 мм	l3 = 16мм	l4 = 22мм	l5 = 35мм	l6 = 19мм	l7 = 16мм

3.3 Определение опорных реакций валов

Тихоходный вал

Для расчета заменяем спроектированный вал на схему двухопорной балки. Исходные данные: Крутящий момент на валу ; силы приложенные к валу со стороны зубчатого зацепления: окружная сила; распорная сила ; осевая сила . Сила от муфты .

Заданы следующие участки валов: А-В=82 мм, В-C=44 мм, C-D=46 мм.

Вертикальная плоскость:

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

Радиальные опорные реакции:

Быстроходный вал

Для расчета заменяем спроектированный вал на схему двухопорной балки.

Исходные данные:

Крутящий момент на валу ; силы приложенные к валу со стороны зубчатого зацепления: окружная сила; распорная сила ; осевая сила . Сила от муфты

.

Заданы следующие участки валов: А-В=73 мм, В-C=47 мм, C-D=45 мм.

Вертикальная плоскость:

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

Радиальные опорные реакции:

3.4 Расчет вала на усталостную прочность

Тихоходный вал

Расчет вала в сечении С

1.Определение нагрузок.

Суммарный изгибающий момент

В сечении также действует крутящий момент Т = 85,54 Нм.

2.Геометрические характеристики сечения.

В сечении С имеется шпоночный паз со следующими размерами: b = 5мм, t₁ = 3мм.

Рассчитаем площадь сечения, осевой и полярный моменты сопротивления:

3.Определение напряжений.

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

привод вал передача подшипниковый

4.Пределы выносливости.

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:



5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения

Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим методом линейной интерполяции: К_у = 2,19 и К_ф =2,04. Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вычислим по формулам

Для шпоночного паза

Из двух полученных значений и для дальнейшего рачета выбираем наибольшие значения 4,44 и 3,064.

6. Коэффициент влияния шероховатости поверхности. Примем, что поверхность вала под зубчатое колесо получено чистовым обтачиванием R_a = 3,2 мкм. По величине R_a найдем K_F = 1,33.

7. Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

8.Коэффициенты влияния упрочнения.

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда К_v = 1.

9.Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

10.Коэффициенты запаса прочности.

Значения определим по формулам:

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении С обеспечена.

Расчет вала в сечении В

Определение нагрузок

В сечении действуют: изгибающий момент М=37,92 Нм, крутящий момент Т=85,54 Нм и осевая сила .

2. Геометрические характеристики сечения

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления и площадь сечения.

3. Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

4. Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:



5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения

6. Коэффициент влияния шероховатости поверхности. Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с . По величине найдем .

7. Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

8. Коэффициент влияния упрочнения. Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, тогда K_V =1.

9. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

10. Коэффициенты запаса прочности

Значения определим по формулам:



Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении В обеспечена.

3.5 Расчет вала на статическую прочность

Тихоходный вал

Расчет выполняют по наибольшей возможной кратковременной нагрузке. Поскольку в общем случае в опасном сечении вал может быть нагружен изгибающим моментом М и крутящим моментом Т, то эквивалентное напряжение определяют на основании энергетической теории прочности по формуле:

,

где - напряжения изгиба; ; - напряжения кручения; ; - допускаемые напряжения.

Для определения [у] используют зависимость , где - предел текучести материала вала, для стали 45: у_т = 650 МПа.- допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимают [S] = 1,2..1,8.

Расчет вала в сечении С

Учитывая, что , преобразуем формулу к виду

Cтатический коэффициент запаса прочности

Статическая прочность в сечении С обеспечена.

, принимаем во внимание коэффициент запаса прочности, равный 9,40.

Расчет вала в сечении В

Учитывая, что , преобразуем формулу к виду

Статический коэффициент запаса прочности

Статическая прочность в сечении В обеспечена.

, принимаем во внимание коэффициент запаса прочности, равный 7,84.

4. Подбор подшипников качения

Выбор подшипника осуществляем по диаметру участка вала, предназначенного для установки подшипника. Для ведомого вала, с диаметром участка под подшипник d = 40 мм, выбираем подшипники легкой серии 208 ГОСТ 8338-75. Для ведущего вала, с диаметром под подшипник d = 30 мм, выбираем подшипник 206.

4.1 Расчет подшипников на долговечность

Тихоходный вал

Исходные данные:

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 208

Размеры подшипника: d = 40 мм, D = 80 мм, B = 18 мм.

Частота вращения вала

Динамическая грузоподъемность С=32кН, статическая грузоподъемность (согласно ГОСТ 8338-75)

Расчет:

Коэффициент вращения принимаемV=1, при вращении внутреннего колеса подшипника.

,

отсюда коэффициент осевого нагружения e=0,19.

.

,

следовательно, коэффициенты нагрузки принимаем X=0,56 , Y=2,30.

Температурный коэффициент при рабочей температуре подшипника t <105^oC принимаем .

Примем, что зубчатая передача имеет 8-ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае .

Эквивалентная динамическая нагрузка

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

где m=3 - показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Эквивалентная долговечность подшипника:

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. в зависимости от типового режима нагружения: h=0.125 (режим нагружения - легкий)

Поскольку L_E 12500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы

Быстроходный вал

Исходные данные:

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 206

Размеры подшипника: d = 30 мм, D = 62 мм, B = 16 мм.

Частота вращения вала

Динамическая грузоподъемность С=19,5кН, (согласно ГОСТ 8338-75)

Расчет:

Коэффициент вращения принимаемV=1, при вращении внутреннего колеса подшипника.

,

отсюда коэффициент осевого нагружения e=0,21.

.

, следовательно, коэффициенты нагрузки принимаем X=0,56 , Y=2,05.

Температурный коэффициент при рабочей температуре подшипника t <105^oC принимаем .

Коэффициент безопасности для средненормального режима работы К_б = 1,3

Эквивалентная динамическая нагрузка

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:



где m=3 - показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Эквивалентная долговечность подшипника:

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. в зависимости от типового режима нагружения: h=0.125 (режим нагружения - легкий)

Поскольку L_E 12500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

5. Проверка шпонок на смятие

Для соединения вала с деталями применим призматические шпонки.

Размеры шпонки в поперечном сечении, а так же размеры шпоночных пазов на валу и в ступице определяется диаметром вала ГОСТ 23360-78.

у_см = ? [у_см]

T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом

h - высота шпонки

- рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными концами , где l - длина шпонки, b- ширина шпонки

[у_см] = 120 МПа - допускаемое напряжение смятия для стальных ступиц при реверсивном приводе.

Расчет шпонки ведомого вала при = 45 мм

Размеры шпонки

b	h	l	lp	t1
5	5	25	20	3

6. Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет

Для подшипниковых узлов применим торцевые крышки: глухую и сквозную. Сквозная крышка для выходного конца вала. Под каждую крышку устанавливаем регулировочные прокладки для выборки зазора между наружным кольцом подшипника и упором крышки. Число отверстий для крепления и размеры выбираем по соответствующей таблице, в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.

Крышка глухая торцевая для ведомого вала

D	dб	n0	d0	d1	d3	d4	e	e1	C	R
80	8	4	9	79	96	116	8	10	1,5	0,6

Крышка глухая торцевая для ведущего вала

D	dб	n0	d0	d1	d3	d4	e	e1	C	R
60	6	4	7	59	72	87	6	8	1	0,6

Крышка сквозная для ведомого вала

d	d5	d6	b	S
35	36	50	10	3

Крышка сквозная для ведущего вала

d	d5	d6	b	S
25	26	40	10	2,5

7. Выбор смазки редуктора

Смазку применяем для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты.

Для смазки редуктора применим картерную систему. Минимальная глубина погружения колеса в масляную ванну не менее 10мм. Максимальная глубина погружения не должна превышать половины радиуса зубчатого колеса.

Для смазки подшипников используем пластичные смазочные материалы.

При расчетных контактных напряжениях у_н = 550МПа и окружной скорости в зацеплении V = 2,03 м/с, требуемая вязкость масла = 24 мм²/с. Выбираем марку масла ИРП-40.

Заключение

В данной курсовой работе был выполнен расчет и спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой зубчатой передачей.

При расчете основных узлов и деталей механического привода были получены следующие данные:

Масса редуктора - 29,7 кг;

Цена редуктора - 19 200р;

Цена привода - 34813р;

Масса привода - 105 кг.

В редукторе была применена зубчатая передача. Большое распространение зубчатых передач объясняется рядом существенных преимуществ. Отметим основные: компактность, возможность осуществления постоянного передаточного отношения, высокий КПД, долговечность, надежность в работе, простоту обслуживания, использование для изготовления экономичных материалов. Также установлены подшипники качения, которые имеют ряд достоинств: меньший момент сил трения, меньший нагрев, незначительный расход смазки, простота обслуживания

При конструировании устройства была достигнута поставленная цель - создания наиболее простой и экономичной конструкции.

Библиографический список

Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: Методические указания по курсам "Детали машин и основы конструирования" и "Механика" / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО - УПИ, 2005. 47с.

Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: Учебное пособие по курсам "Детали машин и основы конструирования" и "Механика" / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ - УПИ, 2005. 172с.

Троицкий И.В., Зиомковский В.М. Основы конструирования: учебное пособие / И.В.Троицкий , В.М.Зиомковский. Екатеринбург :ФГАОУ ВПО УрФУ,2010. 274с.

Размещено на Allbest.ru