Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Расчет цилиндрического редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

1.3 Предварительный расчет валов редуктора

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1.6 Первый этап компоновки редуктора

1.7 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

1.8 Проверка прочности шпоночных соединений

1.9 Уточненный расчет ведущего вала

1.10 Выбор сорта масла

2. Энергоресурсосбережение

Заключение

Список использованных источников

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, ременные или цепные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

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

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

- типу передачи: зубчатые, червячные, зубчато-червячные;

- числу ступеней: одно- и многоступенчатые;

- типу зубчатых колес: цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.;

- относительному расположению валов редуктора в пространстве: горизонтальные, вертикальные;

- особенностям кинематической схемы: развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.

Возможность получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

1 Расчет цилиндрического редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определяем общий коэффициент полезного действия привода , по формуле

_об = ₁ · ³₂ · ₃ = 0,97 · 0,99³ · 0,95 = 0,894, (1)

где ₁ - КПД цилиндрической передачи;;

₁ = 0,97;[1, таблица 1.1];

₂ - КПД пары подшипников качения;

₂ = 0,99; [1, таблица 1.1];

₃ - КПД цепной передачи;

₃ = 0,95; [1, таблица 1.1].

Определяем требуемую мощность электродвигателя P_тр ,кВт, по формуле

кВт (2)

По таблице П.1 [1, с. 390] Принимаем электродвигатель 4А100L2 параметрами

Р_дв=5,5 кВт, п_дв=3000 мин.^-1, скольжение s=3,4%

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя n_дв ,об/мин, по формуле

(3)

Определяем общее передаточное число передачи U, по формуле

(4)

Тогда для цепной передачи, по формуле

(5)

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора вычисляют по формулам

-ведущего вала

об/мин, (6)

(7)

-ведомого вала

об/мин, (8)

рад/с, (9)

Определяем вращающие моменты на валах привода по формулам

-на ведущим валу (10)

(11)

-на ведомом валу

1.2 Расчет зубчатых колес редуктора

Для зубчатых колес редуктора выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, таблица 3.2] : для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 200.

Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, по формуле

(11)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности;

= 1;

- коэффициент безопасности;

= 1,1, [1,с.33].

= 2НВ + 70, (12)

₁ = 2 · 230 + 70 = 530 МПа,

₂ = 2 · 200 + 70 = 470МПа,

МПа,

МПа,

Вычисляем межосевое расстояние ,мм ,по формуле

, (13)

где - коэффициент;

= 43;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

= 1,25;

- коэффициент ширины зубчатого венца;

=0,4; [1, с.33].

мм

Принимаем стандартное значение = 90мм [1, с.36].

Определяем нормальный модуль зубьев передачи m ,мм, по формуле

m_n = (0,010,02) = (0,010,02) 90 = 0,91,8мм (14)

Принимаем стандартное значение m = 1мм [1, с.36].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10є.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам

, (15)

Принимаем Z₁=39.

Z₂ = Z₁ =39 3,55 =138,4 (16)

Принимаем Z₂=138.

Находим уточненное значение угла наклона зубьев

; (17)

в = 10є75'

Определяем основные размеры шестерни по формулам

- делительный диаметр

, мм, (18)

- диаметр вершин

= 39,66 + 2 · 1 = 41,66 мм, (19)

- диаметр впадин

= 39,66- 2,5 · 1= 37,1 мм (18)

Определяем основные размеры колеса:

- делительный диаметр

мм, (20)

- диаметр вершин зубьев

= 140,34 + 2 · 1 = 142,34 мм, (21)

- диаметр впадин зубьев

= 140,34 - 2,5 · 2 = 137,8 мм (22)

Определяем ширину венца колеса и шестерни b₁, b₂, мм, по формулам

b₂ = · = 0,4 · 90= 36мм, (23)

b₁ = b₂ + 5 = 36 + 5 = 41мм (24)

Определяем окружную скорость колес , м/с ,по формуле

, (25)

Принимаем 8-ую степень точности передачи [1, с. 32].

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру , по формуле

(26)

Вычисляем коэффициент нагрузки по ,формуле

, (27)

где - коэффициент ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

= 1,11, [1, таблица 3.5];

- коэффициент ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

= 1,1, [1, таблица 3.4];

- динамический коэффициент;

= 1,01, [1, таблица 3.6].

= 1,11 · 1,13 ·1,01 = 1,2668

Проверяем контактные напряжения мм, по формуле

МПа (28)

Контактная прочность зубьев обеспечивается.

Определяем силы, действующие в зацеплении по формулам

- окружная

Н, (29)

- радиальная

Н, (30)

- осевая

(31)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

, (32)

где - коэффициент нагрузки;

- допускаемое напряжение, МПа;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба; [1, с.42];

Y_в - коэффициент, учитывающий погрешности;

Коэффициент нагрузки определяем ,по формуле

, (33)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

= 1,23, [1, таблица3.7];

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, = 1,3; [1, таблица3.8].

= 1,23 · 1,3 = 1,59

Вычисляем эквивалентное число зубьев по формуле

, (34)

(35)

Y_F1 = 3,70; Y_F2 = 3,60; [1, с.42];

(36)

Вычисляем допускаемое напряжение , МПа ,по формуле

, (37)

где - предел выносливости, Н/мм²;

- коэффициент безопасности.

= 1,8 · НВ₁ = 1,8 · 230 = 415 МПа,

= 1,8 · НВ₂ = 1,8 · 200 = 360 МПа

Определяем коэффициент безопасности ,по формуле

(38)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес;

= 1,75; [1, таблица 3.9];

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

= 1; [1, c.44].

= 1,75 · 1 = 1,75,

MПа,

МПа

Находим отношение

- для шестерни

МПа,

- для колеса

МПа

Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

МПа

Контактная и изгибная прочность зубьев обеспечена.

1.3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов редуктора проводим на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [ф_к] = 25 МПа. Диаметр выходного конца вала определяем по формуле

мм (39)

Для нашего привода вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, поэтому необходимо согласовать диаметры ротора двигателя и вала редуктора.

Так как выходной конец вала электродвигателя d_дв = 28 мм, определяем диаметр вала по формуле

= мм (40)

Принимаем стандартное значение = 22мм [1, с.162]. Диаметр вала под подшипником = 30мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Определяем диаметр выходного конца ведомого вала по формуле

мм (41)

Принимаем = 24 мм.

Диаметр вала под подшипниками = 30мм, диаметр вала под червячным колесом = 35 мм.

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Диаметр ступицы колеса , мм, определяем по формуле

мм (42)

Определяем длину ступицы l_ст, мм, по формуле

l_ст = (1,2ч1,5) · = (1,2ч1,5) · 35 = 42ч52,5 мм (43)

Принимаем l_ст = 48 мм.

Определяем толщину диска с, мм, по формуле

с = 0,3 · b₂ = 0,3 · 36 =10,8 мм (44)

Определяем толщину обода д_о, мм, по формуле

д_о = (2,5ч4) ·1 = 2,5 · 4 мм (45)

Принимаем толщину обода д_о = 4мм.

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщину стенок и крышки д₁ ,д,мм, вычисляем по формулам

д = 0,025 · а_щ + 1 = 0,025 · 90 + 1 = 3,25 мм, (46)

д₁ = 0,02 · а_щ + 1 = 0,02 · 90 + 1 = 2,8 мм (47)

Принимаем д₁ = д= 8 мм.

Толщину верхнего пояса корпуса и пояса крышки b ,b₁, мм, определяем по формуле

b = b₁ = 1,5 · д = 1,5 · 8 = 12 мм (48)

Толщину нижнего пояса корпуса P, мм определяем по формуле

P = 2,35 ? д = 2,35 ? 8 = 19 мм (49)

Принимаем P =20 мм.

Рассчитываем диаметры болтов:

- фундаментных

d₁ = (0,03 ч 0,036) ? а_щ + 12 = (0,03 ч 0,036) ? 90 + 12 = 14,7ч15,24 мм (50)

Принимаем болты с резьбой М16.

- крепящих крышку к корпусу подшипников

d₂ = (0,7ч 0,75) ? d₁ = (0,7ч 0,75) ? 16 = 11,2 ч 12 мм (51)

Принимаем болты с резьбой М12.

-крепящих крышку к корпусу

d₃ = (0,5ч 0,6) ? d₁ = (0,5ч 0,6) ? 16 = 8 ч 9,6 мм (52)

Принимаем болты с резьбой М10.

1.6 Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, масштаб 1: 1.

Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 10 мм

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = = 8 мм,

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = = 8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Сводим данные в таблицу 1.

Таблица 1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	C	Co
206	30	62	16	19,5	10,0

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 10 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l₁= 52 мм и на ведомом l₂ = 52 мм.

Примем окончательно l₁ = l₂ = 52мм.

1.7 Проверка долговечности подшипника ведущего вала

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем F_t = 777Н, F_r = 287,5Н; F_a = 172H, из первого этапа компоновки l₁ = 52 мм, l₃ = 53мм. Расчетная схема вала приведена на рисунке 1.

Ориентировочно вычисляем консольную силу на ведущем валу F_М, H, по формуле [2, с.101].

(53)

Определяем реакции опор:

- в плоскости хz

Н (54)

Н (55)

- в плоскости уz

Н (56)

Н (57)

Проверка .

Вычисляем изгибающие моменты в характерных сечениях:

- в горизонтальной плоскости

М_y2 = F_М · l₃ = 90 · 0,053 = 4,7 Н·м,

М_yс = R_x1 · l₁ = 240,5 · 0,052 = 12,5 Н·м

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1- Расчетная схема ведущего вала

- в вертикальной плоскости

М_x1 = 0; М_x2 = 0;

;

Строим эпюры изгибающих моментов.

Определяем суммарные реакции , , Н, по формуле

(58)

(59)

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206 [1, таблица П3]:d = 30 мм; D = 62 мм; B = 16 мм; С = 19,5 кН и С₀ = 10,0 кН.

Определяем эквивалентную нагрузку Рэ, Н, по формуле

, (60)

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент вращения;

V = 1;[1, с. 212];

Y - коэффициент осевой нагрузки;

К_Б - коэффициент безопасности;

К_Б = 1; [1, таблица 9.19];

K_T - температурный коэффициент;

K_T = 1; [1, таблица 9.20].

Для определения коэффициентов X, Y [1, таблица 9.18] находим отношение

Эта величина соответствует е = 0,198,

, тогда принимаем Х = 0,56, Y = 2,22 .

Н

Определяем расчетную долговечность L, млн.об, по формуле

(61)

Определяем расчетную долговечность L_h, ч, по формуле

(62)

Так как базовая долговечность больше требуемой L_тр = 10000ч, то подшипник 206 пригоден.

1.8 Проверка прочности шпоночных соединений

Принимаем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная

Проведём проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала электродвигателя на выходной конец ведущего вала редуктора.

Напряжение смятия , МПа, определяем по формуле

= 31 МПа, (63)

где d₁ - диаметр выходного конца ведущего вала;

d₁ = 22 мм;

t₁ - глубина паза вала;

t₁ = 3,5 мм; [1, таблица 8.9];

b - ширина шпонки вала;

b = 6 мм; [1, таблица 8.9];

h - высота шпонки вала;

h = 6 мм; [1, таблица 8.9];

l - длина шпонки;

l = 28 мм.

у_см - рабочее напряжение смятия, МПа;

[у_см] - допускаемое напряжение смятия, МПа;

[у_см] = 120 МПа.

< [] = 120 МПа

Проведём проверку прочности соединения ведомого вала редуктора и зубчатого колеса.

= 104 МПа;

где d_к2 - диаметр выходного конца ведущего вала;

d_к2 = 35 мм;

t₁ - глубина паза вала;

t₁ = 5 мм; [1, таблица 8.9];

b - ширина шпонки вала;

b = 10 мм; [1, таблица 8.9];

h - высота шпонки вала;

h = 8 мм; [1, таблица 8.9];

l - длина шпонки;

l = 40 мм. привод цилиндрический редуктор энергосберегательный

у_см - рабочее напряжение смятия, МПа;

[у_см] - допускаемое напряжение смятия, МПа;

[у_см] = 120 МПа.

< [] = 120 МПа

Прочность шпонки обеспечена.

1.9 Уточненный расчет ведущего вала

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдается при S [S].

Произведем расчет для предположительно опасного сечения ведущего вала .Это сечение вала при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение.

Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба , МПа, по формуле

, (64)

где - предел прочности, МПа;

= 780 МПа; [1, таблица 3.3].

Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений , МПа, по формуле

(65)

Рассмотрим сечение вала под шкивом ременной передачи. Это сечение при передаче вращающегося момента рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Определяем коэффициент запаса прочности sф, по формуле

(66)

где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

= 1,68; [1, таблица8.5];

- масштабный фактор для касательных напряжений;

= 0,83; [1, таблица8.8];

- амплитуда цикла касательных напряжений, МПа;

- коэффициент;

= 1; [1,с. 166];

- среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа,

= .

(67)

где - момент сопротивления нетто, мм³.

При d = 22мм; в = 6мм; t₁ = 3,5мм [1, таблица 8.9].

(68)

Определяем изгибающий момент в сечении от консольной нагрузки М, мм, по формуле

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sу, по формуле

(69)

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

= 1,79; [1, таблица8.5];

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

= 0,92; [1, таблица8.8];

- амплитуда цикла касательных напряжений, МПа;

- коэффициент;

= 0,2; [1,с. 164];

- среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа;

= 0.

= , (70)

где - момент сопротивления изгибу, мм³.

= ;

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности по формуле

(71)

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения диаметров ротора двигателя и вала редуктора.

1.10 Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производят окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Объем масленой ванны V, дм^3, определяем из расчета 0.25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности

V = 0,25 · 4,7= 1,17дм³ (72)

Устанавливаем вязкость масла [1,таблица 10.8], при контактных напряжениях _н= 360 МПа и скорости V = 6 м/с, рекомендуемая вязкость масла . Принимаем масло индустриальное И-20А (1, таблица 10.10).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

2. Энергоресурсосбережение

В курсовом проекте выбраны наиболее оптимальные смазки для узлов трения, позволяющие максимально снизить потери энергии на преодоление сил трения. Следует также отметить, что по результатам расчётов был выбран электродвигатель, ближайший по мощности к требуемой расчётной. Сочетание правильного выбора электродвигателя и смазок позволяет снизить энергозатраты на выполнение заданного объёма работ. С целью снижения материалоемкости изделия произведен расчет нагрузок, действующих на детали, подобраны наиболее подходящие материалы для этих деталей, обеспечивающие требуемые прочностные характеристики при минимально необходимых размерах деталей. Выполненные расчеты подтвердили правильность принятых решений как по маркам материалов, так и по их термообработке и способствовали экономии материальных затрат.

Энергосберегающий уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата.

За критерий энергосберегающего уровня можно принять относительную массу г, которую определяем по формуле

(73)

где m - масса редуктора, кг;

T₂ - вращающий момент на тихоходном валу, Н·м

Определяем массу конического редуктора m, кг, по формуле

, (74)

где ц - коэффициент заполнения,

ц = 0,46;[2,рисунок 12.1];

с - плотность материала, кг/м³;

с = 7400 кг/м³; [2, c.276];

х - условный объем редуктора, м³.

Определяем условный объем редуктора V, мм³, по формуле

мм³, (75)

где L - наибольшая длина редуктора, мм;

L = 283 мм;

B - наибольшая ширина редуктора, мм;

B = 156 мм;

H - наибольшая высота редуктора, мм;

H = 186 мм.

,

Полученные результаты сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Энергосберегательный уровень редуктора

Тип редуктора	Масса, m, кг	Момент, Т2, Н·м	Критерий, г	Вывод
цилиндрический	27,9	54,67	0,51	низкий

Заключение

При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания пройденных дисциплин: теоретической механики, сопротивления материалов и др.

Так как объектом данного курсового проекта является цилиндрический редуктор, включающий двигатель, редуктор, то были изучены методы расчёта и выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность и долговечность механизмов.

Список использованных источников

1. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие./ Чернавский, С.А. [и др.] - 2-е издание, переработанное и дополненное.- Москва: Машиностроение, 2010. - 416 с.

2. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие / А.Е. Шейнблит - 2-е издание, переработанное и дополненное.- Москва: Высшая школа, 2012. - 454с.

3. Куклин, Н.Г. Детали машин / Н.Г.Куклин, Г.С Куклина. - 4-е издание, переработанное и дополненное.- Москва: Высшая школа, 1987. -310с.

4. Ицкович, Г.М. Сопротивление материалов / Г.М Ицкович/ - Москва: Высшая школа, 2011.

Размещено на Allbest.ru