Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Курсовой проект

Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Введение

редуктор двигатель привод силовой

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой, в которой приобретаются навыки и применяются знания правил, норм и методов конструирования.

Выполнение проекта базируется на знании математики, сопротивление материалов, материаловедение, стандартизации, машиностроительного черчения.

Целью курсового проекта является конструирование одноступенчатого редуктора общего назначения.

В кинематической схеме привода между электродвигателем и редуктором размещается ременная передача для снижения угловых скоростей. В курсовом проекте рассчитываются кинематические и силовые характеристики привода, параметры зубчатой передачи и ременной, конструируются валы редуктора, подбираются подшипники, шпонки, муфта, определяются нагрузки и допускаемые напряжения, осуществляется проверочный расчет элементов привода на прочность.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности, сокращение времени разработки - основные задачи конструкторов.

В курсовом проекте использованы новые тенденции редуктора строения, совершенные методы конструирования.

1.Теоретическая часть

1.1 Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, носит название привода. В общем виде привод включает в себя двигатель и передаточный механизм. Примером такого привода является заданная кинематическая схема курсового проекта.

Как известно, двигатели, создающие движение, имеют характеристики, не совпадающие с характеристиками исполнительного механизма (например, высокая скорость вращения двигателя и низкая - исполнительного механизма, и т.д.). Для согласования этих характеристик между двигателем и исполнительным механизмом следует установить механическую передачу - устройство, которое преобразует движение, перемещая его в пространстве. Известно большое количество различных типов передач, из которых можно сформировать все многообразие передаточных механизмов, обеспечивающих преобразование и передачу движения на расстояние, а также ориентацию его в пространстве, но укрупнено их можно представить в виде трех больших групп:

передачи вращения;

передачи, преобразующие вращательное движение в поступательное;

передачи, преобразующие движение по заданному закону;

Передачи вращательного движения, в свою очередь, разделяются на передачи зацеплением (зубчатые, червячные, волновые, цепные и т.д.) и трением (ременные, фрикционные). Наиболее применяемые в современном машиностроении среди передач зацеплением являются зубчатые. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Они - зубчатые передачи - очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высокий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать практически любую мощность (до 36 тыс. КВт). К недостаткам зубчатых передач следует отнести: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум при работе со значительными скоростями, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

В связи с разнообразием условий эксплуатации формы элементов зубчатых зацеплений и конструкции передач весьма разнообразны.

2. Расчетная часть

2.1 Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

Определение КПД привода

По таблице 2.2/6/ принимаем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес

η₁ = 0,96

КПД пары подшипников качение

η₂ = 0,99

КПД ременное передачи

η₃ = 0,97

КПД муфты

η₄ = 0,98

Общий КПД привода

η = η₁∙η₂^²∙η₃∙η₄ (6.10/3/)

η = 0, 96∙0,99^²∙0, 97∙0, 98=0,894

Определяем требуемой мощности электродвигателя

Ρ_дв = P₃/η

Ρ_дв = 2,9/0,894 = 3,243 кВт

Подбираем передаточные числа привода

Рекомендуемые значение передаточных чисел

Принимаем по таблице 2.3/6/.

- Передаточные числа ременной передачи_рп =2…3

Передаточные числа цилиндрической зубчатого редуктора_р =2…6,3

Общее передаточное число привода u = u_р∙u_рп (6.9/3/)= (2…6, 3) ∙ (2…3) =4…18, 9

Определяем требуемую чистоту вращение двигателя

_дв = n₃∙u

_дв = 110 (4…18,9) = 440…2079

Принимаем электродвигатель асинхронной серии 4А

По ГОСТ 19523-81 (табл. к9/6/) с частотой вращения 750 об/мин,

АМ132S8У3.

_ном = 4 кВт n_ном = 720 об/мин.

Кинематический расчёт привода

Определяем фактическое передаточное число привода при выбранном электро-двигатели.

= n_ном/n₃

= 720/110 = 6,5

Передаточное число редуктора задано_р = 1,8, тогда

_рп = u/u_р

_рп = 6,5/1,8 = 3,6

Определяем частоту вращение и угловые скорости на валах привода:

на валу двигателя ведущем шкиве ременной передачи.

n₁ = n_ном = 720 об/мин.

ω₁ = π∙n₁/30

ω₁ = 3,14 ∙ 720/30 = 75,36 рад/с.

на ведомом шкиве ременной передачи, ведущем быстроходном валу редуктора.

₂ = n₁/u_рп

₂ = 720/3,6 = 200 об/мин

ω₂ = π∙n₂/30

ω₂ = 3,14 ∙ 200/30 = 20,93 рад/с.

- на ведомом тихоходном валу редуктора.

₃ = n₂/u_р

₃ = 200/1,8 = 111 об/мин

ω₃ = π∙n₃/30

ω₃ = 3,14∙111/30 = 11,63

2.2 Определение силовых параметров привода

Определяем величину вращающих моментов на валах привода:

на валу двигателя ведущий шкив ременной передачи

M = P_ном/ω₁

= 4∙10³/75,36 = 53,1 Н∙м

Ведущий шкив ременной передачи, быстроходный вал редуктора

₁ = P_ном∙10³∙η₃∙η₂/ ω

₁ = 4∙10³∙0,97∙0,99/20,93 = 183,5 Н∙м

Тихоходный вал редуктора

₂ = P_ном∙10³∙η/ ω3

₂ = 4∙10³∙0,894/11,63 = 307,5 Н∙м

2.3 Выбор материалов зубчатой передачи

Так как в задание нет особых требований в отношении габаритов передачи, то материал шестерни и колеса выбираем в зависимости от величины вращающего момента на тихоходном валу проектируемого редуктора.

Материал шестерни-сталь 40ХН, улучшение до твердости 350НВ

Материал колеса-сталь 40ХН, улучшение до твердости 320НВ

2.4 Определение допускаемых напряжений

Определение допускаемых контактных напряжений

[σ_н] = σ_но/[S_н]∙K_НL где (9,37/3/)

σ_но - придел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала

σ_но=2НВ+70

[S_н] - допускаемый коэффициент безопасности

[S_н] = 1,1 - при нормализации, улучшении._НL - коэфициент долговечности_НL = 1 - при длительной эксплуатации передачи постоянной нагрузке.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни.

[σ_н]₁ = 2HB₁+70/[S_н]∙ K_НL

[σ_н]₁ = 2∙350+70/1,1∙1 = 700 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для колеса.

[σ_н]₂ = 2HB₂+70/[S_н]∙ K_НL

[σ_н]₂ = 2∙320+70/1,1∙1 = 645,5 Н/мм²

Т.к. передача прямозубая то расчет выполняем по допускаемому напряжению для колеса как менее прочному.

Определяем допускаемое напряжение изгиба

[σ_F] = σ_F0/[S_F]∙K_FL∙F_FC (9/42/3/)

Где σ_F0-придел выносливости зубьев при изгибе                        (табл. 9.3/3/)

σ_F0 = 1.8HВ1

[S_F ] - допускаемый коэффициент безопасности

[S_F] = 1.75-для зубчатых колёс изготовленных из поковок и штамповок_FL-коэффициент долговечности K_FL=1.при длительной эксплуатации передачи_FC-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложение нагрузки_FC = 1 передача не реверсивная.

Допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

σ_F01 = 1,8∙350 = 630 Н/мм²

[σ_F]₁ = σ_F01/ [S_F]∙ K_FL∙K_FC = 308,5 Н/мм²

[σ_F]₁ = 630/1,75 ∙1∙1 = 360 Н/мм²

Допускаемое напряжение для колеса:

σ_F02 = 1,8∙320 = 576 Н/мм²

[σ_F]₂ = σ_F02/ [S_F]∙ K_FL∙ K_FC = 277,7 н/мм²

[σ_F]₂ = 576/1,75∙1∙1 = 329 Н/мм²

Расчет выполняем по допускаемому напряжению изгиба для колеса как менее прочному.

2.5 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Определение межосевого расстояния условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.

 (9,26/3/)

Где М₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора Н∙м

К_HB - коэффициент неравномерности распределение нагрузки по ширине зубчатого венца

Ψ_а - коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояние принимаем, Ψ_а = 0,5 при симметричном расположении колес.

Значение коэффициента K_HB принимаем в зависимости от делительного диаметра.

Ψ_d = 0,5Ψа(u_p+1) = 0,5∙ 0,5 (1,8+1) = 0,7 (9.45/3/)

_HB = 1,03

 =138,6∙ = 138,6∙0,777 = 107,69 мм

Значение межосевого расстояние принимаем по ГОСТ 2185-75

а_ω = 107,69 = 125 мм.

Определяем модуль зацепление

≥ 6,8 M₂(u_p+1)/u_p a_ω b₂[σ_f2]

где b₂ - это ширина венца зубчатого колеса

₂ = Ψa∙a_ω

₂ = 125∙0,5 = 62,5 мм.

принимаем по стандарту из ряда R_a40₂ = 63 мм.≥ 6,8∙307,5∙10³ (1,8+1)/1,8∙125∙63∙329 = 1.25 мм принимаем стандартный модуль зацепление по ГОСТ 9563-76_n = 1,5 мм.

Определение основных параметров колеса и шестерни

Определяем ширину венца шестерни

₁ = 1,12 b₂

₁= 1,12∙63 = 70,56 мм.

Принимаем по стандарту из ряда R_а401 = 71 мм

Определяем суммарное число зубьев

ƶ_Σ = 2aω/m

ƶ_Σ = 2∙125/1,5 = 166

Определяем число зубьев шестерни и колеса

ƶ₁ = ƶ_Σ(u+1) =166/1,8+1 = 59

ƶ₂ = ƶ_Σ-ƶ = 166-59 = 107

Определяем фактическое передаточное число_ф = ƶ₂/ƶ₁

_ф = 107/59 = 1,8

Что соответствует заданному номинальному значению

Отклонение от заданного значение допускается 4%.

Определяем основные геометрические размеры передачи

Делительный диаметр:₁ = mƶ₁ = 1,5∙59 = 89,5 мм₂ = mƶ₂ = 1,5∙107 = 160,5 мм

Уточняем межосевое расстояние:

a_ω = (d₁+d₂)/2

_ω = 89,5+160,5/2 = 125 мм

Окружная скорость зубчатых колёс и степень точности передачи

υ = πn₂d₁/60

υ = 3,14∙200∙89,5/60∙1000 = 0,94 м/с

Определяем силы в зацепление

Окружная сила:

_t = 2M₂/d₂ (9.12/3/)

_t = 2∙307,5/160,5 = 3831,77 H

Радиальная сила:

_r = F_t∙tgα

_r = 3831,77∙0,364 = 1394,77 H

Принимаем коэффициент динамической нагрузки_hυ = 1,2 (9.6/3/)

Определяем расчетное контактное напряжение

σ_H = 310/a_ωu_p  (9.25/3/)

σ_H = 310/125∙1,8 = = 1,38∙363,913 = 502,2 Н/мм²

Определяем коэффициент формы зуба. Для шестерни и колеса:

Для шестерни: ƶ1 = 59; YF1 = 3,64

Для колеса: ƶ2 = 107; YF2 = 3,6

Сравнительная характеристика зубьев на изгиб для шестерни и колеса.

Для шестерни:

[σ_F]₁/Y_F1 = 360/3,64 = 98,9 H/мм² (9.32/3/)

Для колеса:

[σ_F]₂/Y_F2 = 329/3,6 = 91,4 Н/мм²

Прочность зубьев колеса оказалась ниже прочности зубьев шестерни

[σ_F]₂/Y_F2<[σ_F]₁/Y_F1, поэтому проверочный расчет передачи на изгиб выполняем по зубьям колеса.

Принимаем коэффициенты:

K_FB = 1,06 (9.5/3/)

K_Fυ = 1,4 (9.6/3/)

Определяем расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса.

σ_F2 = Y_F2 (F_t/b₂m) K_FB K_Fυ < [σ_F]₂ = 329 Н/мм²

σ_F2 = 3,6∙(3831,77/63∙1,5)∙1,06∙1,4 = 217 Н, мм²

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

2.6 Проектировочный расчет вала

Предварительный расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

[τk] =12…25 H/мм²

для быстроходного вала берём меньшее значение.

Определение диаметра выходного вала конца ведущего вала

_b1 =  (14.1/3/)

d_b1 =

Принимаем ближайшее большее значение из ряда Ra40    (табл. 1.1/3/)

d_b1 = 40 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем_п1=40

шестерни выполним за одно целое с валом.

Определяем диаметра выходного конца ведомого вала

d_b2 =

_b2 =  = 41,2 мм

Принимаем ближайшее большее значения из ряда Ra40 (1.1/3/)_b2 = 42 мм

Диаметр вала под подшипнику принимаем_п2 = 50 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом_к2 = 55 мм

Диаметр остальных участков валов назначаем, находя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.7 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

делительный диаметр шестерни₁ = 89,5 мм

диаметр вершин зубьев

d_a1 = d₁+2m

d_a1 = 89,5+2∙1,5 = 92,5 мм

диаметр впадин зубьев

d_f1 = d₁-2,5m

d_f1 = 89,5-2,5∙1,5 = 85,75 мм

ширина шестерни

b₁ = 1,12∙b₂

b₁ = 1,12∙63 = 70,56 мм

Колесо кованное.

делительный диаметр колеса₂=160,5 мм

диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂+2m = 160,5+2∙1,5 = 163.5 мм

- диаметр впадин зубьев

d_f2 = d₂-2,5m = 160,5-2,5∙1,5 = 156,75 мм

- ширина колеса₂ = 63 мм

диаметр ступицы колеса

d_ст = 1,6d_k2

d_ст = 1,6∙55 = 88 мм

длина ступицы колеса

L_ст = 1,2d_k2

L_ст = 1,2∙55 = 66 мм

толщина обода колеса

δ₀ = 4m_n

δ₀ = 4∙1,5 = 6 мм

толщина диска колеса

С = 0.3b₂

C = 0,3∙63 = 19 мм

Проверка пригодности заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовок шестерни

D = d_a1+6 мм

D = 92,5+6 = 98,5 мм < Меньше принятого значение.

Ширина заготовок колеса

S = b₂+4 мм

S = 63+4 = 67 мм < Меньше принятого значение.

Условие пригодности колеса и шестерни выполняется.

2.8 Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям таблица 8.3/4/ определяем размеры корпуса и крышки редуктора.

толщина стенки корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025aω+1 = 0,025∙125+1 = 4,125 мм

б₁=0,02aω+1 = 0,02∙125+1 = 3,5 мм

принимаем: б=8; б₁=8.

толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

b = 1,5δ = 1,5∙8 = 12 мм

толщину нижнего пояса крышки редуктора

b₁ = 1,5δ₁ = 1,5∙8 = 12 мм

толщину нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ = 2,35∙8 = 19 мм

диаметр фундаментных болтов

d₁ = (0,03…0,036) a_ω+12 = (15,75…16,5) мм

Принимаем болты с резьбой М16

диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7…0,75) d₁ = (11,2…12) мм

Принимаем болты с резьбой М12

-диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,5…0,6) d₁ = (8…9,6)

Принимаем болты с резьбой М10.

2.9 Расчет ременной передачи

Исходные данные для расчета:

вращающий момент на ведущем шкиве М = 53,1 Н∙м

вращающий момент на ведомом шкиве М₁ = 183,5 Н∙м

частота вращение ведущего шкива n_ном = 720 об/мин

передаточное вращение u_рп.= 3,6

скольжение ремня при плоскоремённой передачи Ɛ = 0,01

работа односменная, нагрузка спокойная.

Выбор типа ремня

Принимаем резинотканевый ремень типа А, как получивший наибольшее распространение.

Определение диаметра ведущего (малого) шкива

диаметр ведущего (малого) шкива

d₁ = (52…64)                                                                 (8.3/3/)

d₁ = (52…64)  =(195,52…240,64) мм

Принимаем стандартное значение (стр. 128/3/)₁ = 224 мм

Определение диаметра ведомого (большого) шкива с учетом скольжение ремня.

d₂ = d₁∙u_p.п (1-Ɛ) = 224∙3,6∙ (1-0.01) = 798,3 мм

Принимаем стандартное значение₂ = 800 мм

Уточняем передаточное отношение

ủ_рп = d₂/d₁ (1-Ɛ) = 800/224∙(1-0,01) = 3,6

отклонение от принятого составляет

Δ = u_pп-ủ_рп / ủ_рп = 3,6-3,6/3,6 = 0% < 5%

Условие выполняется.

Определение скорости ремня

Ʋ = π∙n_ном∙d₁/60 < 30 м/с

Ʋ = 3,14∙720∙224/60∙10³ = 8,44 м/с

Условие выполняется.

Определение межосевого расстояния

a = 2∙ (d₁+d₂) = 2∙ (224+800) = 2048 мм (8.5/3/)

Определение расчетной длины ремня

L_p ≈ 2a+0,5π∙(d₁+d₂) + 0,25∙(d₂-d₁)²/a (8.7/3/)

L_p ≈ 4096+1607,68+162 = 5866 мм

Принимаем стандартное значение длины_р = 5600 мм

Определяем частоты пробега ремня

u = Ʋ/L_p ≤ [u] = 5c^-1

u = 8,44/5,600 = 1,5c^-1

Условие выполняется.

Определение угла обхвата ремнём малого шкива

α₁ = 180^◦-57^◦ (d₂-d₁)/a > [α] = 150^◦ (8.9/3/)

α₁ = 180^◦-57^◦ (800-224)/2048 = 164^◦

Условие выполняется.

Определяем толщину ремня для резинотканевых ремней (стр. 142/3/)

δ/d₁ = 1/40 при d₁ = 224 мм

δ = d₁/40 = 224/40 = 5,6 мм

По таблице 8.1/3/ принимаем толщину ремня

δ = 4,5 мм.

Определение номинальной удельной окружной силы

К₀ = S-w∙(δ /d₁),

где S, w - опытные коэффициенты принимаемые в зависимости от вида ремня (стр. 142/3/)= 2,5; w = 10

К₀ = 2,5-10∙(4.5/224) = 2,3 Н/мм²

Определение коэффициентов условия работы

Согласно условием работы принимаем коэффициенты (8.7)

С_α = 0,98

С_υ = 1,012

С_θ = 1

С_р = 1

Определение допускаемой удельной окружной силы

[K] = K₀∙ С_α∙ С_υ∙ С_θ / С_р = 2,3 Н/мм² (8.3/3/)

Определение окружной силы передаваемой ремнем

F_t = P/ Ʋ = 4∙10³/8,44 = 473,94 H (6,3/3/)

Определение ширины ремня

b = F_t / ([K] δ) = 473,94/(2,3∙4,5) = 45,8 мм

Принимаем b = 50 мм

Определение ширины шкивов

B = (1,1…1,15)∙b

B = 1,1∙45,8 = 50,38 мм= 1,15 ∙ 45,8 = 52,67 мм

Принимаем стандартное значение= 63 мм (стр. 67/4/)

Определение силы предварительного натяжения ремня

₀ = A∙σ₀

Где А - площадь поперечного сечения ремня

А = δb = 4,5∙50 = 225 мм²

σ₀ - напряжение от предварительного натяжения

σ₀ = 1,8 Н/мм²

F₀ = 225∙1,8 = 405 Н

Определение силы действующей на вал

F_b = 2F₀∙sin (α/2) (8,15/3/)

F_b = 2∙405∙0,9903 = 802,15 H.

2.10 Первая эскизная разработка чертежа узла редуктора

Компоновку проводим в два этапа.

Первую эскизную разработку выполняем для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

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

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии-оси валов на расстоянии, а_ω = 125 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширине венца и выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса

А₁ = 1,2∙8 = 9,6 мм

При наличии ступицы зазор берётся от торца ступицы

стенки корпуса А = 8 мм

в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса: А = 8 мм, если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние А надо брать от этого диаметра.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии:

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 45 мм и d_п2 = 50 мм.

По таблице К.27/6/ принимаем подшипники

Решаем вопрос о смазыванию подшипников так как редуктор по кинематической схеме находится за ременной передачи, то частота вращения его валов относительно невелика, поэтому для смазывание подшипников из масленой ванны редуктора, которая попадает в подшипниковые гнезда при его разбрызгивание вращающими колесами. Для предотвращения вытекание смазки устанавливаем мазе удерживающие кольца.

Измерение находим расстояние на ведущем валу l₁ = 64 мм; на ведомом валу l₂ = 63 мм. Окончательно примем l₁ = l₂ = 64 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г≈1,5B

Для подшипника 210_г = 1,5∙20 = 30 мм.

Для редуктора примем врезные крышки. Размеры крышек по рекомендациям таблица К.18/6/, в зависимости от размеров подшипников h = 16 мм.

Зазор между ступицей шкива ременной передачи и крышкой подшипника примем 10 мм.

Зазор между цилиндром полумуфты МУВП и крышкой подшипника примем 10 мм._цил = 82 мм

Измерением устанавливаем l₃ = 66 мм; l₄ = 119 мм.

2.11 Подбор муфты и её проверочный расчет

Между ведомым валом редуктора и валом рабочей машины присутствует соединительная муфта.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) которое получила широкое распространение благодаря относительной простате конструкции и удобству замены упругих элементов.

Стандартные размеры муфты подбираем на вращательном моменту М₂=307,5 Н∙м (таблица К.21/6/; К.22/6/)

Для диаметра выходного конца тихоходного вала d_B2 = 42 мм

Подбираем муфту МУВП 500-42-I, II-У3 ГОСТ 21425-93

передаваемый вращательный момент 500 Н∙м > заданного

угловая скорость 380 рад/с > заданного

диапазон отверстий под вал 42 мм

длина цилиндра полумуфты l_цил = 82 мм

диаметр пальца d_п=18 мм

длина втулки l_вт = 36 мм

количество пальцев z = 6

диаметр втулки d₀ = 36 мм

наружный диаметр муфты D = 170 мм

диаметр расположение пальцев D₀ = D - (1,5…1,6) d₀ = 116 мм

смещение осей и валов Δ_r = 0,3 мм; Δɣ = 1^◦

материал муфты - чугун С421 - 40 материал пальцев сталь - 45.

Упругие элементы муфты проверяем на напряжением смятия (предполагаем, что нагрузка равномерна, распределена между пальцами)

σ_см = (2∙M_расч) /z D₀d_пl_вт ≤ [σ_cм] (23/5/)

где М_расч = К∙М₂

К - коэффициент режима работы муфты

К = 1,25…1,5 (таблица 10.26/4/)

[σ_cм] - допускаемое напряжение смятия

[σ_cм] = 2…4 (Н/мм²)

σ_см = (2∙1,5∙307,5∙10³)/ 6∙116∙18∙36 = 2,05 Н/мм²

Условие прочности выполняется.

Пальцы муфты рассчитываем на изгиб

σ_н = 2∙М_расч∙(0,5l_вт+с) / z∙D₀∙0,1∙d_п³ ≤ [σ_н]

где с - зазор между полумуфтами

с = 3…5 мм.

[σ_н] - допускаемое напряжение изгиба = 120 Н/мм²

σ_н = 2∙1,5∙307,5∙10³∙(0,5∙36+3) /6∙116∙0,1∙18³ = 47,73 Н/мм²

Условие прочности выполняется.

Определение радиальной силы действующий на вал

_м=С_Δr Δ_r (17.2/3/)

Где С_Δr - радиальная жесткость муфты (таблица 10.27/6/)

Δ_r - радиальное смещение_м = 5400∙0,3 = 1620 Н

2.12 Подбор подшипников для валов редуктора

Ведущий вал (см. схему №1)

Из предыдущих расчетов имеем:_t1 = 3831, 77 H; F_r1 = 1394,77 H; F_B = 802,15 H

Из первого этапа компоновки₁ = l₂ = 64 мм; l₃ = 66 мм

Определение реакции опор:

в горизонтальной плоскости

ΣМ₁ = 0; F_t1∙l₁-R_x2∙2l₁ = 0_x2 = F_t∙l₁/2l₁ = 3831,77∙64/2∙64 = 1915,885 H

ΣM₂ = 0; R_x1∙2l₁-F_t∙l₁ = 0_x1 = F_t∙l₁/2l₁ = 3831,77∙64/2∙64 = 1915,885 H

Проверка

Σx = 0; R_x1-F_t+R_x2 = 0

,885-3831, 77+1915,885 = 0

в вертикальной плоскости

ΣМ₁ = 0; F_B∙b₃+F_r∙l₁+R_y2∙2l₁ = 0_y2 = - (F_B∙l₃+F_r∙l₁/2l₁) = - (802,15∙33+1394,77∙64/2∙64) = -1111

ΣM₂ = 0; F_B∙(l₃+2l₁)+R_y1∙2l₁-F_r∙l₁ = 0_y1 = - F_b∙(l₃+2l₁)+F_r∙l₁/2l₁ = -802,15∙(66+2∙64)+1394,77∙64/2∙64 = -518,375

Σ y=0

_B-R_y1-F_r+R_y2=0

Построение эпюр изгибающих моментов

относительно оси y_yA = 0; M_y1 = 0

M_y3 = R_x1∙l₁ = = 122,62 Н∙м_y2 = R_x1∙2l₁-F_t∙l₁ = 1915,885∙2∙0,064-3831,77∙0,064 = 0

относительно оси x

М_xА = 0;

М_х1 = F_B∙l₃ = 802,15∙0,066 = 52,9419 Н∙м_x3 = F_B∙ (l₃+l₁) - R_y1∙l₁ = 71, 1035 Н∙м     _x2 = F_B∙ (l₃+2l₁) - R_y1∙2l₁-F_r∙l₁

_x2 = 802, 15∙ (0,066+2∙0,064) - 518,375∙2∙0,064-1394, 77∙0,064 = 0

Построение эпюры вращающих моментов

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы шкива до середине ступицы колеса.

Определение суммарных реакции опор

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Проверяем возможности установки ранее принятого подшипника:

Шарикового, радиального легкой серии 209 по ГОСТ 8338-75.

В соответствии с условиями работы подшипника принимаем коэффициенты:- Коэффициент учитывающий вращение колец= 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника)

К_б - коэффициент безопасности

К_б = 1,3…1,5 (для редукторов)

К_т - температурный коэффициент

К_т = 1,05…1,25 (при температуре 125^◦-200^◦ С), y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.= 1; y = 0

Определение эквивалентной динамической нагрузки

_э =V∙R_r2∙K_б∙K_т=2,08 Кн

_э = 1∙2214,71∙1,3∙1,05 = 3023,08 кН

Определение расчетов долговечных подшипников

_10h = a₁∙a₂₃∙10⁶/60 n₁∙(C_r/R_э)³>L_h

Где а₁ - коэффициент надёжности

а₁=1 при безотказной работе

подшипников и качестве эксплуатации.

а₂₃-коэффициент учитывающий качество подшипников и качество

эксплуатации

а₂₃=0,7…0,8 для шариковых подшипников_h-требуемая долговечность подшипников_h = (20…30)∙10³ часов, для редуктора (таблица 9.4/6/)_10h = 1∙0,7∙10⁶/60∙200∙(33,2/3,02308)³ = 77265,42 ч.

Условие выполняется.

2.13 Подбор шпоночных соединений и проверочный расчёт

Для соединение вала с зубчатым колесом, шкивом и полумуфтой применяем призматические шпонки по гост 23360-78 (таблица К.42/6/)

Шпонки изготовлены из стали 45; термическая обработка-нормализация;

σ_в ≥ 600 Н/мм²

Размеры сечения шпонки и глубину паза вала выбираем в зависимости от диаметра вала из условия прочности на смятие.

Ведущий вал: диаметр выходного конца вала (под шкив) d_в1 = 40 мм, Шестерня выполняется за одно целое с валом

Размеры шпонки bхh = 12х8 мм

Глубина паза вала t₁ = 5 мм

Стандартная длина шпонки l = 56 мм,

при длине ступицы шкива B = 63 мм.

σ_см = 2∙М₁/d_в1∙(h-t₁)∙l_p ≤ [σ_см], где

_p - рабочая длина шпонки_p = l-b = 56-12 = 44 мм

σ_см = 2∙183,5∙10³/40∙(8-5)∙44 = 69,5 Н/мм²

[σ_см] - 70…100н/мм²-для чугунных ступиц, при скорости Ʋ< 30 м/с

Условие прочности выполняется.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала (под полумуфту)_в2 = 42 мм

Размеры шпонки bхh = 12х8 мм

Глубина паза вала t₁ = 5 мм

Стандартная длина шпонки= 70 мм, при длине цилиндра полумуфты l_ц = 82 мм

Диаметр вала под зубчатое колесо d_к2 = 55 мм

Размеры шпонки bхh = 16х10 мм

Глубина паза t₁ = 6 мм

Стандартная длина шпонки= 56 мм, при длине ступицы колеса l_ct = 66 /мм

На смятие проверяем шпонку для чугунной полумуфты как более нагруженную

σ_см = 2∙М₂/d_в2∙(h-t₁)∙l_p ≤ [σ_см]= l-b = 70-12 = 58 мм

σ_см = 2∙307,5∙10³/42∙(8-5)∙58 = 84,15 Н/мм²

Условие прочности выполняется.

2.14 Вторая эскизная работа чертежа узла редуктора

Второй этап компоновки нужен целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

- Наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояния мм. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса оставляем свободное пространство чтобы масло разбрызгиваемое зубчатым колесом при его вращении могло попасть в подшипниковые гнезда;

Вычерчиваем крышки подшипников (табл. К18/6/);

Между подшипниками и врезными крышками устанавливаем распорные втулки;

Переход вала d_п1 = 45 мм выполняем на расстоянии 10 мм от торца крышки подшипника;

Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы шкива;

Длина вала короче длины ступицы на 3 мм.

Аналогично конструируем узел ведомого вала:

- Отложив от середины редуктора расстояние 64 мм проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники, оставляя между торцами подшипника и внутренней стенкой корпуса свободное пространство;

Подшипниковые гнезда, врезные крышки подшипников, распорные втулки конструируем аналогично ведущему валу;

Переход вала диаметром 50 мм к присоединительному концу диаметром 42 мм выполняем на расстоянии 10 мм от торца крышки подшипника;

- Длина присоединительного конца вала на 3 мм. короче цилиндра полумуфты.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ - 23360 - 78.

Вычерчиваем шпонки, принимая их длину на 5 - 10 мм меньше длины ступиц. Уточняем расстояние между опорами. Отклонения от ранее принятых величин незначительны.

2.15 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников

Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание зубчатого зацепления жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Масло заливается внутрь корпуса до полного погружения обода колеса.

Сорт масла выбираем в зависимости от расчетного контактного напряжения зубьев колеса и фактической окружной скорости колес.

При контактных напряжениях σ_н = 502,2 Н/мм² и окружной скорости υ = 0,94 м/с, принимаем масло (табл 10.29/6/) И-Г-А-68 (Индустриальная гидравлическое масло без присадок)

Количество масла применяем из расчета 0.4…0.8 литров масла на 1кВт из расчета мощности. V = 0.5∙Р_дв = 0,5∙4 = 2 литра.

В цилиндрических редукторах уровень масла определяем из условия

≤ h_м ≤ 0,25d₂

,5 ≤ 15 ≤ 40,125

Принимаем

Подшипники смазываем разбрызгиванием масла вращающимся зубчатым колесом, при котором масло попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников.

2.16 Выбор посадок. Расчет зазоров, построение полей допусков

При передачи вращающего момента шпоночным соединением рекомендуется на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса создавать натяг.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями ГОСТ 2530047 - 82 (таблица 8.11 /4/).

- посадка зубчатого колеса на вал H7/р6

посадка шкива ременной передачи на вал редуктора H7/h6

посадка полумуфты МУВП на тихоходный вал редуктора H7/h6

посадка внутренних колец подшипника на валы L0/к6

посадка наружных колец подшипника в корпус H7/l0

посадка крышек подшипника в корпус редуктора H7/h7

посадка распорных втулок H8/h8

Строим схему полей допусков для посадки с натягом:

Ø55 Н7/р6

Значение допуска и предельных отклонений для основного отверстия:= 30 мкм                  EI = 0                  ES = 30 мкм

Значение допуска и предельных отклонений для вала:= 19 мкм              ei = 32 мкм            es = 51 мкм

Вычисляем предельные размеры:

для отверстия:

_max = D+ES = 55+0,030 = 55,030 мм_min = D+EI = 55+0 = 55 мм

для вала:

_max = d+es = 55+0,051 = 55,051 мм_min = d+ei = 55+0,032 = 55,032 мм

Вычисляем натяги:

_max = es - EI = 51 - 0 = 51 мкм_min = ei - ES = 32 - 30 = 2 мкм

Вычисляем допуск посадки с натягом:

= N_max - N_min = 51 - 2 = 49 мкм= TD - Td = 30 + 19 = 49 мкм

2.17 Сборка редуктора

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

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

На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80° - 100° C;

Распорные втулки и крышки подшипников;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубатое колесо до упора в бурт вала;

Затем надевают распорную втулку, устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле, распорные кольца и врезные крышки подшипников;

- Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора;

Надевают крышку корпуса, предварительно покрывая стыки крышки и корпуса спиртовым лаком; Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; Затягивают болты, крепящие крышки к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые гнезда закладывают пластичную смазку.

Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Затем закрепляем крышку болтами, ввертывают пробку масло спускного отверстия, прокладкой и масло указатель. Заливают в корпус масло, Закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе установленной техническими условиями.

Заключение

В курсовом проекте был запроектирован и рассчитан одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения. Передача прямозубая.

Были выбраны:

Мощность электродвигателя;

Материалы шестерни и колеса;

Определенны параметры зубчатой и ременной передачи;

Выполнен подбор и проверочный расчет подшипников качения, муфты, шпонок;

Описана последовательность сборки редуктора.

По результатам расчета редуктора оценивается критерий технического уровня.

За критерий технического уровня разработанного редуктора можно принять отношение

То есть отношение массы редуктора m(кг), к вращающему моменту M₂ (н×м)

На тихоходном валу редуктора.

Массу редуктора определяем по формуле: m = j×r×V, где j - коэффициент заполнения, определяется по графикам в зависимости от межосевого расстояния. При a_w = 125 мм; j = 0,43

r - плотность чугуна

r = 7,4 ∙ 10³ кг/м³

V - Ориентировочный объем редуктора

= L×B×H (м³)
 = 270×86×183,5 = 0,0043 м³= 0,43 ∙ 7,4 ∙ 10³ ∙ 0,0043 = 1,37 кг

Технический уровень редуктора высокий.

Качественная оценка уровня - высокая (таблица 12.1/6/)

Список литературы

1 Клоков В.Г. Расчет и проектирование деталей машин - М.: МГИУ, 2011

Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин - М.: Илекса, 1999

Фролов М.И Техническая механика. Детали машин - М.: Высшая школа, 2009

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 2009

Чернилевский Д.В Курсовое проектирование деталей машин и механизмов - М.: Высшая школа, 1999

Шейнблит А.Е Курсовое проектирование деталей машин - Калининград: Янтарный сказ, 2014

Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А Детали машин - М.: Высшая школа, 2013