Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

"Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора"



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД редуктора:

?_подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников качения

?_з.п. = 0,97 - КПД зубчатой передачи

?_к.п. = 0,95 - КПД клиноременной передачи

?_общ. = ?_подш.² · ?_з.п. · ?_к.п. = 0,99² · 0,97 · 0,95 = 0,903 (1.1)

Ориентировочно назначаем передаточные числа:

u_з.п. = 4_к.п. = 3_прив = u_з.п.· u_к.п=4·3=12 (1.2)

і_прив.= u_прив.=12

Находим частоту вращения быстроходного вала:

₁ = n₃ · і_прив. = 120 · 12 = 1440 мин^-1, где (1.3)

₃ = 120 мин^-1 - частота вращения выходного вала

Вычисляем мощность на быстроходном валу:

₁ = P₃/?_общ. = 6,3/0,903 = 6,98 кВт (1.4)

Принимаем асинхронный электродвигатель 4A1325 у которого мощность Р = 7,5кВт и синхронная частота вращения 1500 мин-¹, и S= 3%

Определяем передаточное отношение привода:

і = n_двиг./n₃ , где (1.5)

_двиг. = n_с(1?S) = 1500(1?0,03) = 1455 мин^-1 (1.6)

і = n_двиг./n₃ = 1455/120 ? 12,125

Принимаем передаточные отношения передач:

і_з.п. = 4 - передаточное отношение зубчатой передачи, і _{к.п. .} = 12,125/4=3,03 - передаточное отношение ременной передачи

Определяем мощность, угловую скорость, частоту вращения и вращающий момент для всех валов привода:

ведущий вал:

₁ = P_ТР. = 6.98кВт (1.7)

щ₁ = р• n₁/30 = 3,14•1455/30 = 152 с^-1 (1.8)

n₁ = 1455 мин^-1

Т₁ = Р₁/ щ₁ = 6,98•10³/152 = 45 Н•м (1.9)

- ведомый вал:

Р₂ = Р₁• ?_к.п.• ?_подш. = 6,98•0,95•0,99 = 6,56 кВт

щ ₂ = р• n₂/30 = 3.14• 480/30 = 50 с^-1

n₂ = n₁ / і_к.п. = 1455/3,03 = 480 мин^-1

Т₂ = Р₂/ щ ₂ = 6,56•10³/50 = 131 Н•м

- выходной вал редуктор вал зубчатый подшипник

Р₃ = 6,3 кВт

n₃ = 120 мин^-1

щ ₃ = р• n₃/30 = 3,14•120/30 = 12 с^-1

Т₃ = Р₃/щ ₃ = 6,3•10³/12 = 525 Н•м



2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 200; для колеса - сталь 40Л, термическая обработка -нормализация, но твердость на 30 единиц ниже - HB 170.

Допускаемые контактные напряжения:

[ _H] = _{H lim b}·K_HL /[S_H], где (3.1)

_{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

_{H lim b} = 2HB+70; (3.2)

_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; [S_H] - коэффициент безопасности; [S_H] = 1,1;

для шестерни:

[ _H1] = (2HB₁+70)·K_HL /[S_H] = (2·200+70)·1/1,1 ? 427 МПа;

для колеса:

[ _H2] = (2HB?+70)·K_HL /[S_H] = (2·170+70)·1/1,1 ? 373 МПа;

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:



а_щ = K_a·(u+1)· = 43·(4+1)· = 198,8 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_щ = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления:

_n = (0,01ч0,02)·а_щ = (0,01ч0,02)·200 = 2ч4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2,5 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев в=30^0.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁=28, тогда

принимаем z₂=112.

Уточняем значения угла наклона зубьев:

Принимаем угол в=28⁰54ґ.

Определим основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:



Проверим межосевое расстояние:

диаметры вершен зубьев:

Определим ширину колеса:

₂ = ш_ba·a_щ = 0,4·200 = 80 мм; (3.10)

ширина шестерни:

₁ = b₂ + 5 мм = 80 + 5 = 85 мм; (3.11)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ш_bd = = = 1,0625 (3.12)

Окружная скорость колес и степень точности передачи:



? = = = 2 м/с (3.13)

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности Коэффициент нагрузки:

_H = K_Hв·K_Hб·K_H? (3.14)

Значения K_Hв даны в [5,с 69]; при ш_bd = 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hв = 1,1225.

При ? = 2 м/с и 8-й степени точности K_Hб = 1,0675. По [5,с 93] для шевронных колес при ? < 2 м/с имеем K_H? = 1. Таким образом, K_H = 1,1225·1,0675·1 = 1,198 Проверка контактных напряжений:

_H = · = = 334 МПа (3.15)

_H=_H]-_H/_H] ·100%=7,2%

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = = = 3275 H; (3.16)

радиальная F_r = F_t · =3275 · = 1347 Н; (3.17)

осевая F_a = F_t·tgв = 3275·0,2095= 686 H; (3.18)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:



_F = _H] (3.19)

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_Fв·K_F?. При ш_bd 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fв = 1,25, K_F? = 1,1 по [5,с 90]. Таким образом, коэффициент K_F = 1,25·1,1 = 1,375; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_?:

у шестерни z_?1 = = = 42 (3.20)

у колеса z_?2 = = = 167

_F1 = 3,708 и Y_F2 = 3,60

Допускаемое напряжение:

_F] = . (3.21)

По [2,с 85] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 _{F lim b} = 1,8HB.

Для шестерни _{F lim b} = 1,8·200 = 360 мПа; для колеса _{F lim b} = 1,8·170 = 306МПа. [S_F] = [S_F]ґ[S_F]ґґ - коэффициент безопасности, где [S_F]ґ = 1,75, [S_F] = 1. Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни _F1] = = 206 МПа;

для колеса _F2] = = 175 МПа;

Находим отношения

для шестерни = 55,5 МПа;

для колеса = 48,6 МПа;

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

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб:

Y_в = 0,8;

K_Fб = 0,92 ;

Проверяем прочность зуба колеса:

_F2 = _H] (3.22)

_F2 = ? 59,6 мПа 175 МПа

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф_к] = 20 МПа.

_в1 = = ? 32 мм. (4.1)

Принимаем d_в1 = 32 мм. Примем под подшипники d_п1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [ф_к] = 25 МПа.

Диаметр выходного конца вала

_в1 = = ? 48 мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [2, с 123]: d_в2 = 48 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 55 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 60 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом; её размеры определены выше: d₁ = 80 мм; d_a1 = 85 мм; b₁ = 85 мм.

Колесо кованое: d₂ = 320 мм; d_a2 = 325 мм; b₂ = 80 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6· d_к2 = 1,6·60 = 96 мм; длина ступицы l_ст = (1,2 1,5)·d_к2 = (1,2 1,5)·60 = 72 90 мм, принимаем l_ст = 80 мм.

Толщина обода д₀ = (2,5 4)·m_n = (2,5 4)·2,5= 11,35 18,16 мм, принимаем д₀ = 10 мм.

Толщина диска C = 0,3·b₂ = 0,3·80 = 24 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: д = 0,025·a + 1 = 0,025·200 + 1 = 6 мм, принимаем д = 8 мм; д₁ = 0,02·a + 1 = 0,02·200 + 1 = 5 мм, принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки = 1,5·д = 1,5·8 = 12 мм; b₁ = 1,5·д₁ = 1,5·8 = 12 мм; нижнего пояса корпуса p = 2,35·д = 2,35·8 = 19 мм; принимаем p = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03 0,036)·a + 12 = = (0,03 0,036)·200 + 12 = 18 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7 0,75)·d₁ = = (0,7 0,75)·20 = 14 15 мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5 0,6)·d₁ = (0,5 0,6)·20 = 10 12 мм принимаем болты с резьбой М12.

6. Проверка долговечности подшипников качения

Ведущий вал: Из предыдущих расчетов имеем F_t = 3275 Н, F_r = 1347 Н, F_a = 686 H

Нагрузка на вал от цепной передачи F_b = 2908 H и; из первого этапа компоновки l₁ = 71 мм и l₃ = 62 мм, b₁ = 80 мм.

Реакции опор:

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

а.

H

б.



в. Проверка

-

- Верно

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:

а.

Н

б.

Н

в. Проверка

Суммарные реакции

. (8.1)



Намечаем радиальные шариковые подшипники 308: d = 40 мм; D = 90 мм; = 23 мм; C = 41 кН и С? = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка:

, (8.2)

= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности ленточных

Конвейеров. (Примем К_б = 1,2, учитывая, что клиноременная передача усиливает неравномерность нагружения.) .

Отношение этой величине соответствует e = 0,22.

Отношение ; X = 1; Y = 0.

= 5923 H

Расчетная долговечность:

= =328 млн.об.

Расчетная долговечность:

ч.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 841 Н, F_r = 305,2 Н, F_a =686H, d2=320мм.

Из первого этапа компоновки l₂ = 71 мм.

Реакции опор:

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:



а.

б.

в. Проверка

- Верно

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

а.

б.

в. Проверка



- Верно

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники 111: d =55 мм; D = 90 мм;

B = 18 мм; C = 28,1 кН и С? = 17кН.

Отношение этой величине соответствует e = 0,24.

Отношение ; X = 1; Y = 0.

Поэтому = 2184

Расчетная долговечность, млн. об.

= = 2097 млн.об.

Расчетная долговечность, ч.



здесь n = 120 мин^-1 - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс L_h = 11188 ч, а подшипники ведомого вала 111 имеют ресурс L_h = 291250

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [1, с 132]:

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по [2, с 128]:

у_см^mах ? [у_см]. (9.1)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см] = 100 120 МПа, при чугунной [у_см] = 50 70 МПа.

Ведущий вал: d = 32 мм; bh = 12 8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 50 мм; [3, с 23]; момент на ведущем валу T₂ = 131·10³ H·мм;

у_см = = 71,8 МПа [у_см]

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и на выходе редуктора - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

= 48 мм; bh = 1610 мм; t₁ = 6 мм; длина шпонки l = 80 мм; T₃ = 525·10³ H·мм;

у_см = = 85,4 МПа [у_см]

Условие у_см [у_см] выполнено.

8. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по от нулевому.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал [1, с 322]:

Рассчитаем вал на изгиб и кручение:

Строим эпюру плоскости:

Строим эпюру в вертикальной плоскости:



Строим эпюру :

Строим эпюру :

Строим эпюру

=0

=131 H

=0

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение. среднее значение _в=570 МПа .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

(9.2)

(9.3)

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 40. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. При = и =

коэффициенты = 0,2 и = 0,1 [2,с. 166].

Коэффициент запаса прочности:

, (9.4)

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

. (9.5)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, (9.6)

(9.7)

где ммі.



W_p = 2W = 26280 = 12560 ммі.

(9.8)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

(9.9)

Сечение Л - Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от к, мм: при = = 1,25 и = = 0,08 коэффициенты концентрации напряжений и [1, с 146]:. Масштабные факторы [1, с 182]:

;

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

_p = 2W = 23200 = 6400 ммі.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений:



Коэффициенты запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л - Л:

Ведомый вал: [2, с 321]:

Рассчитаем вал на изгиб и кручение:

Строим эпюру плоскости:

Н·м

Строим эпюру в вертикальной плоскости:

Н·м

Н·м

Строим эпюру :



Н·м

Н·м

Строим эпюру :

.

Строим эпюру :

=0

=154 Нм

== Нм

=524

=0

Материал вала - сталь 40Л нормализованная; _в=520 МПа [1, с 156]:

Пределы выносливости и

Сечение А - А: Диаметр вала в этом сечении 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1,с. 124]: = 1,6 и = 1,5; масштабные факторы = 0,79; = 0,675 коэффициенты = 0,2 и = 0,1 [2,с. 166] Крутящий момент Т₃ = 52510і Нмм.

Момент сопротивления кручению (d = 60 мм, b = 18 мм, t₁ = 7 мм)



Момент сопротивлению изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

= 6,6 МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Мпа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А:



9. Выбор сорта масла

Смазывание передач редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, которое заливают внутрь на всю длину зуба.

При контактных напряжениях у_Н = 334 МПа и окружной скорости= 2 м/с, вязкость масла должна быть приблизительно равна 28 м/с [5, с.253]. Принимаем масло индустриальное И-30A ГОСТ 17479.4-87 [5, с.253].

Подшипники качения смазываются из картера в результате разбрызгивания масла зубчатым колесом, образуется масляный туман и растекание масла по валам.

Для редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л. Масла на 1 кВт. передаваемой мощности.

V = (0,4…0,8)P1 (12.1)= (0,4…0,8)•6,98 = 2,79…5,58 л.

принимаем V = 3,0 л.

10. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

На быстроходный вал напрессовывают правый подшипник и маслоотбойную шайбу до упора в бурт, после чего устанавливают вал в стакан, и напрессовывают левый подшипник и крепят гайкой со стопорной шайбой. (перед монтажом подшипники нагревают в масле до температуры 80…100 °С).

В тихоходный вал вкладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до убора в бурт вала. Затем насаживают распорное кольцо и напрессовывают подшипники качения, предварительно нагретые в масле до температуры 80…100 °С, а также со стороны выходного конца вала устанавливают регулировочную шайбу и врезную крышку, в которую предварительно было запрессовано манжетное уплотнение.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, а также укладывают шайбу регулирующую подшипники и глухую крышку подшипника, после чего на основание корпуса устанавливают крышку, покрывая предварительно поверхности стыка спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). После этого закрепляют крышку ведущего вала болтами.

Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и монтируют жезловый маслоуказатель, заливают в редуктор масло И-30А ГОСТ 17479.4-87 объемом 3л., после чего ввертывают пробку регулирующее уровень масла, закрывают смотровое окно крышкой-отдушиной, которую фиксируют винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной технической характеристикой.

Список использованных источников

1. Дунаев, П.Ф., Леликов, О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие/ Дунаев, П.Ф., Леликов - Москва.: Академия, 2004.-407 с.

2. Кузьмин, А.В., Чернин, И.М., Козенцов, Б.С. Расчет деталей машин: Справочное пособие/ Кузьмин, А.В., Чернин, И.М., Козенцов, Б.С- Москва.: Высшая школа, 1986.-415 с.

3. Куклин, Н.Г. Куклина Г.С., Житков, В.К. Детали машин: учебник/ Куклин, Н.Г. Куклина, Г.С., Житков, В.К. -Москва.: Высшая школа,2005.-445 с.

4. Скойбеда, А.Т., Кузьмин, А.В., Макейчик, Н.Н. Детали машин и основы конструирования: учебное пособие/ Скойбеда, А.Т., Кузьмин, А.В., Макейчик, Н.Н.- Москва.: Высшая школа, 2006.-345с

5. Чернавский, С.А., Боков, К.Н., Чернин, И.М., Ицкович, Г.М., Казинцов, В.П. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ Чернавский, С.А., Боков, К.Н., Чернин, И.М., Ицкович, Г.М., Казинцов, В.П. - Москва.: Машиностроение, 1988.-312 с.

6. Шейнблит, А.Е. курсовое проектирование деталей машин: учебник/ Шейнблит, А.Е.- Курск .: Янтарный сказ, 2005.-434с.

Размещено на Allbest.ru