Проектирование одноступенчатого редуктора

Проектирование одноступенчатого редуктора

Министерство образования и науки РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Национальный минерально-сырьевой университет «Горный»

Кафедра КГМ и ТМ

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине: Прикладная механика

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Тема: Проектирование одноступенчатого редуктора

Санкт-Петербург

Оглавление

Аннотацияsummary

Введение

Кинематический расчет привода

Основные параметры проектируемой зубчатой передачи цилиндрического редуктора.

Эскизная компоновка

Ведущий вал.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведущего вала

Ведомый вал.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведомого вала

Статическая и усталостная прочность ведомого вала

Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения

Расчет шпоночных соединений:

Конструирование корпуса редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Аннотация

Основной задачей курсового проекта по деталям машин является разработка общей конструкции привода, которая включает в себя обязательную разработку всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию, правила проектирования, и оформления рабочего проекта определены стандартами СЭВ и ЕСКД. Приступая к проектированию, необходимо помнить:

1.  Конструируемое изделие должно иметь рациональную компоновку сборочных единиц, обеспечивающую наименьшие габариты, удобства сборки и замены деталей.

.    Выбор материалов и термической обработки должен быть обоснован и отвечать технологическим и экономическим требованиям.

.    Обеспечивать точность изготовления детали посредством назначения предельных отклонений на размеры, форму и взаимное расположение поверхностей. Результатом проекта должно явиться получение гармоничной конструкции, которое отвечает требованиям надежности, точности, прочности и др.

В данной курсовой работе представлены расчеты и конструирование одноступенчатого конического зубчатого редуктора, приведены расчеты конических зубчатых передач, валов, шпонок на прочность; геометрия и кинематика зубчатой передачи.

4.  По этим расчетам сконструирован сборочный чертеж редуктора в масштабе 1:1 с указанием габаритных, присоединительных посадочных размеров, а также представлен общий вид привода.

Данная пояснительная записка содержит: 26 страницу, 6 рисунков и 1 таблицу.

The summary

basic task of the course project on details of machines is the development of a general design of a drive, which includes obligatory development of all questions, which decision is necessary for an embodiment of the basic circuit in a real design, rule of designing, and registration of the equipment design are determined by the standards SEV and ESKD. Beginning to designing, it is necessary to remember:

. The designed product should have rational configuration of assembly units ensuring the least dimensions, convenience of assembly and replacement of details.

. The choice of materials and thermal processing should be proved and answer the technological and economic requirements.

. To provide accuracy of manufacturing of a detail by means of purpose of limiting deviations for the sizes, form and mutual arrangement of surfaces. By result of the project should be the reception of a harmonious design, which meets the requirements reliability, accuracy, durability etc.Course activity consists of rated and a graphic part.the rated part included:

1 the geometry and kinematics of toothed transmission;

2 the choice and calculation of elements transmissions;

3 the calculation on the stability, crusher, cut and endurance;

4 the choice and calculation of carving fastening connection.

In the graphic part included:

5 the rough arrangement of reductor;

6 the assembly drawing of reductor.

The given course work contains of 26 pages, 6 figures and 1 table.

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Коническая передача позволяет разместить привод вдоль цепи конвейера, что обеспечивает компактность и уменьшенные габариты в целом.

Кинематический расчет привода

Рис. 1. Кинематическая схема привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором: 1 - электродвигатель; 2 - упругая муфта; 3 - ведущий вал; 4 - ведомый вал.

1.      Коэффициенты полезного действия (с учетом потерь на трение в подшипниках) по табл. 2.1 [3]:

Подшипника качения:

Зубчатой передачи при заданной 7-й степени точности:

Муфты:

Коэффициент полезного действия привода:

.        Частота вращения колеса:

.        Угловая скорость вращения и вращающий момент двигателя:

4.      Мощность и вращающий момент входного вала:

5.      Угловая скорость вращения и вращающий момент выходного вала:

;

.

.        Выбор материалов колес и назначение твердости зубьев для шестерни выбрал термообработку - объемная закалка с твердостью , а для колеса термообработку - улучшение с твердостью

7.      Определение допускаемых контактных напряжений:

- предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов (при объемной закалке) и (при улучшении) перемены напряжений,  - коэффициент безопасности при объемной закалке для неоднородной структуры зубьев.

Расчетный ресурс работы (число циклов) определен по формуле , где Lh - заданный ресурс работы:

Т.к. то коэффициенты долговечности

Пределы контактной выносливости зубьев:

шестерни

колеса

Для материала шестерни

и колеса:

Допускаемое контактное напряжение передачи (с учетом прямой линии зубьев):

.

8.      Допускаемые напряжения изгиба:

- предел изгибной выносливости активных поверхностей зубьев, для шестерни коэффициент безопасности , так как способ получения заготовки шестерни выбран ковка, а для колеса, в связи с тем, что выбрано литье . Принят не реверсивный режим нагружения, поэтому

.

Расчетное число циклов определено по формуле , где Lh - заданный ресурс работы:

;

.

Т.к. то коэффициент долговечности

Пределы изгибной выносливости зубьев: шестерни

Колеса

Для материала шестерни и колеса:

.

Расчет зубчатой передачи

1.      Определение межосевого расстояния передачи:

 Из ряда стандартных значений межосевого расстояния принимаем .

2.      Определение ширины венца зубчатого колеса:

 (округляется в соответствии с рядом Ra40)

ширина венца шестерни:

 (округляется в соответствии с рядом Ra40)

делительные диаметры:

3.      Определение нормального модуля зацепления:

=(0,016 …0,032). aw=(0,016…0,032).180=(2.88…5.76) мм.

Принимаем значение модуля по ГОСТу: m=4 мм.

4.      Определение числа зубьев шестерни и колеса:

Предварительно примем угол наклона зубьев ,

.

Число зубьев шестерни не должно быть меньше Zmin, исключающего подрезание ножки зуба: Zmin=. Т. к. 20>17 - условие выполняется.

5.      Определение фактического передаточного числа:

Отклонений от ранее принятого, стандартного значения не должны превышать 4%.

6.      Определение делительных диаметров:

-шестерни:

колеса:

диаметры вершин зубьев:

шестерни:

колеса:

диаметры впадин зубьев:

шестерни:

колеса:

.

Проверим значение межосевого расстояния по делительным диаметрам:

7.      Определение окружной скорости в зацеплении:

8.      Определение сил действующих в зацеплении:

-окружные силы:

радиальные силы:

осевые силы:

редуктор подшипник вал шпоночный

9.      Расчет на контактную прочность рабочей поверхности зубьев передачи:

Вычисление коэффициента нагрузки:

, где

Определение расчетного контактного напряжения:

, где

Перегрузка по контактным напряжениям составляет

Фактические контактные напряжения могут превышать допускаемые не более чем на 5 %. Недогрузка по контактным напряжениям не может превышать 10¸12 %.

10.    Проверочный расчет зубьев колеса на изгибную прочность:

Вычисление коэффициента нагрузки:

, где

Проверка шестерни и колеса на изгибную прочность:

колеса:

шестерни:

Основные параметры проектируемой зубчатой передачи цилиндрического редуктора.

Таблица 1

Эскизная компоновка

Ведущий вал. Определение диаметра выступающего конца ведущего вала по формуле:

По ГОСТ 6636-69 принято стандартное значение =45 мм  Данное значение диаметра согласуется с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведущий вал редуктора соединяется при помощи муфты с валом двигателя.

Приняты предварительно размеры отдельных участков валов:

Принят диаметр вала под подшипник =55 мм, что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.

Предварительно для опор вала приняты роликовые радиальные однорядные подшипники легкой серии 32211 табл. 24.13 [4]: d=55 мм, D=100 мм, кН, В=21 мм.

Выполняется эскизная компоновка вала и составляется расчетная схема.

Расчет для построения эпюр  от консольной нагрузки , вызываемой муфтой.

Неуравновешенное усилие от муфты:

- дополнительная поперечная нагрузка от несоосности соединительной муфты.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил.

l1=48 мм; l2=48 мм; l3=96 мм.

Рис. 2. Расчетная схема ведущего вала

Вертикальная плоскость XOY:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОY:

.

Горизонтальная плоскость XOZ:.

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОZ:

.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведущего вала

2.      Приведенная динамическая нагрузка на опоры А и В:

мах{3390;1320)=3390 Н.

3.      Расчетный срок службы подшипника:

 часов > 30000 часов.

Расчетный срок службы подшипника удовлетворяет значению ресурса работы редуктора.

Ведомый вал. Определение диаметра выступающего конца ведомого вала по формуле:

По ГОСТ 6636-69 принято стандартное значение =60 мм и . Полученное значение диаметра согласуется с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведомый вал редуктора соединяется при помощи муфты с приводным валом конвейера.

Предварительно размеры отдельных участков валов:

Принят диаметр вала под подшипник =75 мм, что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.

Диаметр участка вала между выступающим концом и посадочным местом под подшипник принят равный ширине подшипника.

Принят диаметр вала под ступицей на колесе

Назначен диаметр ступицы колеса

Принята длина ступицы колеса .

Предварительно для опор вала приняты роликовые радиальные однорядные подшипники легкой серии 32215 табл. 24.10 [4]: d=75 мм, D=130 мм, кН, В=25 мм.

Принят материал вала сталь 20Х, легированная. По табл. 7,1 [3]:

.

термообработка улучшение.

Определение консольной силы:

,       Н.

- дополнительная поперечная нагрузка от несоосности соединительной муфты.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил:

l4=50 мм; l5=50 мм; l6=102 мм.

Рис.4. Расчетная схема ведомого вала

Вертикальная плоскость XOY:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОY:

.

Горизонтальная плоскость XOZ:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОZ:

.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведомого вала

1.      Определение суммарных реакций в подшипниках

2.      Приведенная динамическая нагрузка на опоры C и D:

 мах{4685;3785}=4685 Н.

3.      Расчетный срок службы подшипника:

 часов > 30000 часов.

Расчетный срок службы подшипника удовлетворяет значению ресурса работы редуктора.

Моменты по оси Z:

Участок :

Участок :

Моменты по оси Y:

Участок :

Участок :

Участок :

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент

Рис.5. Расчетная схема, эпюры изгибающих и крутящего моментов выходного вала

Опасным сечением является сечение под подшипником D.

1.                                 Расчетные напряжения изгиба и кручения при напресовке колеса на вал (с учетом пускового момента):

соответственно осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения, коэффициент пусковых и перегрузочных моментов (ГОСТ 10523-74);

2.                                 Эквивалентное напряжение и расчетный запас статической прочности в опасном сечении:

т.е. статическая прочность вала в опасном сечении обеспечивается.

3.                                 Расчет вала на усталостную прочность (на выносливость):

Расчетный запас выносливости только по нормальным напряжениям:

Расчетный запас выносливости только по касательным напряжениям:

среднее напряжение цикла изгиба;

 соответственно среднее напряжение цикла и амплитуда цикла кручения.

,

где  - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы. Принято  по табл. 8.20 [3];  - коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 8.18 [3];  - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Общий расчетный запас выносливости:

.

Вывод: усталостная прочность (выносливость) вала в опасном сечении обеспечивается.

Фактор концентрации - напресовка подшипника на вал.

Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения

Расчет шпоночных соединений

Для крепления колеса на ведомый вал принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=80 мм, b=22 мм, h=14 мм, t1=9 мм, t2=5.4 мм, l=45 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведущем валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=45 мм, b=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм, t2=3,8 мм, l=80 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведомом валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=60 мм, b=18 мм, h=11 мм, t1=7 мм, t2=4.4 мм, l=100 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Конструирование корпуса редуктора

Ориентировочные размеры основных элементов литого корпуса цилиндрического редуктора и его крепёжных деталей:

.Толщина стенки корпуса редуктора:

 мм.

Принята минимально-допустимая толщина стенки корпуса 8 мм.

.Толщина стенки крышки редуктора:

 мм.

Принята минимально-допустимая толщина стенки крышки 8 мм.

. Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

b = 1,5·δ = 1,5*8 = 12 мм.

Принимаем толщину верхнего пояса фланца корпуса 12 мм.

. Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

 = 1,5·δ = 1,5*8 = 12 мм.

Принимаем толщину верхнего пояса фланца корпуса 12 мм.

.Толщина фланца крышки:

1 = 1,5*δ1 = 1,5·8 = 12 мм.

.Толщина подъемных крюков крышки:

 = 1,5*δ = 12 мм.

.Диаметр рамных болтов:

1 = (0,03…0,036)·аw + 12 = 0,03·180 + 12 =17.4 (мм).

Принят d1 =18 мм.

.Диаметр болтов у подшипников:

2 = (0,7…0,75)·d1 = 0,75*18 =12.6 (мм).

Принят d2 =14 мм.

.Диаметр болтов, соединяющие фланцы:

3 = (0,5…0,6)·d1 = 0,6·18 =10.8 (мм).

Принят d3 =12 мм

.Диаметр штифта для центрирования крышки:

ш = d3 = 12 (мм).

.Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее

А = 1,2· δ = 1,2·8 = 10 мм..

.Выбор сорта масла:

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл.8.8. [1] установлена вязкость масла в зависимости от средней скорости Vm=12.1 м/с. Вязкость должна быть . По табл.8.10 [Анурьев] принято масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываются пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смазки выбран по табл.7.15. [1] - солидол марки УС-2.

Заключение

В данном курсовом проекте произведен кинематический расчёт передачи, выбран материал зубчатых колес и определены допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Определены основные параметры передачи, исходя из критерия контактной выносливости; проверка выполнена по нормальным и касательным напряжениям.

Рассчитана геометрия передачи, определена окружная скорость в зацеплении, усилия, действующие в зацеплении.

Определен диаметр валов, ориентировочно намечены установки на валах подшипники качения, выполнена эскизная компоновка выходного вала.

Рассчитан на прочность и выносливость выходной вал редуктора. Необходимый расчет масла, заливаемого в редуктор, определен исходя из передаваемой мощности из расчета 0,4-0,6 л на 1кВт.

Определен ресурс выбранных ранее подшипников. Произведен расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.

Список использованной литературы

1.  В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.

2.  Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1979. - 367с.

3.      Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2001. - 560с.

4.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1985 - 415 с.