39370

Проектирование и расчет цилиндрического редуктора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчет электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Первый этап компоновки редуктора

Русский

2014-10-19

564 KB

9 чел.

Содержание

Введение        5

  1.      Расчет цилиндрического редуктора      6
    1.   Расчет электродвигателя и кинематический расчет привода 6
    2.   Расчет зубчатой передачи редуктора      7
    3.   Предварительный расчет валов редуктора    10
    4.   Конструктивные размеры шестерни и колеса    11
    5.   Конструктивные размеры корпуса редуктора    12
    6.  Первый этап компоновки редуктора    12
    7.   Проверка долговечности подшипников ведущего вала    14
    8.   Проверка прочности шпоночных соединений    15
    9.   Уточненный расчет ведущего вала    15
    10.   Выбор сорта масла       17

2       Энергоресурсосбережение           18

               Заключение              19

               Список литературы            20

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, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

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 зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

           - типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

            - числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.);

-  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.).


1 Расчет цилиндрического редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий КПД привода , вычисляют по формуле    (1)

                             

где   – КПД цилиндрической передачи;

      ;[1,таблица 1.1];

– КПД пары подшипников;

      ;[1,таблица 1.1];

Требуемую мощность электродвигателя ,кВт, вычисляют по формуле

                            (2)

Угловую скорость на выходном участке ,рад/с, вычисляют по формуле

                   (3)

По требуемой мощности, Pтр = 8,96 кВт, с учетам возможности привода выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый 4A160М6УЗ, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, со скольжением S=2,7% и мощностью  кВт.

Номинальную частоту вращения ,об/мин, вычисляют по формуле

                    (4)

Угловую скорость двигателя ,рад/с, вычисляют по формуле

                       (5)

Принимаем передаточное число редуктора ; [1,с.36];

Угловую скорость ω1, рад/с и частоту вращения n1, рад/с, ведущего вала редуктора вычисляют по формулам

            (6)

                                                          (7)

Угловую скорость ω2, рад/с и частоту вращения n2, рад/с, ведомого вала                  вычисляют по формулам       

                                                                                           (8)

                                 (9)

Вращающий момент Т1, Н, вычисляют по формуле

                                                                                            (10)

Вращающий момент Т2, Н, на валу колеса, вычисляют по формуле

                                                                                               (11)

1.2  Расчет зубчатой передачи редуктора

Выбираем материал для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение ,МПа, вычисляют по формуле

               ,      (12)

где   – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

              ;[1, таблица 3.2];

     коэффициент долговечности;

    =1;[1,с.33];

    – коэффициент безопасности;

     =1.1;[1,с.33];

Допускаемое контактное напряжение для шестерни ,МПа, вычисляют по формуле

                 (13)

Допускаемое контактное напряжение для колеса ,МПа, вычисляют по формуле

                          (14)

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца = 0,25  [1,с.36];

Межосевое расстояние ,мм, из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляют по формуле

        ,      (15)

где    – для прямозубых колес;

                ;[1,с.32];

Принимаем [1,с.36].

Нормальный модуль зацепления,мм, вычисляют по формуле

       (16)

Принимаем [1,с.36].

Число зубьев шестерни , и колеса  вычисляют по формулам

                 (17)

принимаем ,

                   (18)

принимаем =150.

Основные размеры шестерни и колеса вычисляют по формулам:

            -делительные диаметры d1, d2, мм

                    (19)

                    (20)

           -проверка   

               (21)

-диаметры вершин зубьев dа1, dа2 мм                           (22)

                  (23)

- ширину колеса и шестерни b2, мм

                                           b2 = ψba · аω = 0,25 ∙ 224 = 56мм,                                 (24)

                                b1 = b2 +  5 мм  = 56 + 5 = 61 мм               (25)

Коэффициент ширины шестерни , вычисляют по формуле

                         (26)

Окружную скорость колес ,м/с, вычисляют по формуле

                   (27)

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

Коэффициент нагрузки, вычисляют по формуле

     (28)

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

              ;[1,таблица 3.1];

     –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

              ;[1,с.32];

       –динамический коэффициент;

       ;[1,с.32].

Проверку контактных напряжений ,МПа, вычисляют по формуле

         (29)

Силы действующие в зацеплении вычисляют по формулам:

– окружную силу Ft , Н

               (30)

– радиальную силу Fr, Н

             (31)

1.3 Предварительный расчет валов редуктора

Расчёт выполняется на кручение по пониженным  допускаемым напряже-

 ниям, [τк] = 20 ÷ 25 МПа

Диаметр выходного конца ведущего вала dв1, мм, вычисляют по формуле

           (32)

Согласовываем диаметры ротора  и вала

Для подобранного электродвигателя диаметр вала примем  [1,П2].

Примем dв1 = 32 мм, [1,с.162], диаметр под подшипниками dп1 = 40 мм, рисунок 1.

Рисунок 1 - Конструкция ведущего вала

Диаметр выходного конца ведомого вала dв2, мм, вычисляют по формуле

          (33)

Принимают dв2 = 48 мм, [1,с.161], диаметр под подшипниками dп2 = 55 мм, диаметр под   колесом dк2 = 60 мм, рисунок 2.

Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала

  1.   Конструктивные  размеры  шестерни  и  колеса

Шестерню  выполняем  за  одно  целое  с  валом.  Ее  размеры  определены  выше:.

Конструктивные размеры колеса  кованого определены выше:

 .

Диаметр ступицы ,мм, вычисляют по формуле

           (34)

Длину ступицы ,мм, вычисляют по формуле

       (35)

 

Принимаем  .

Толщину обода ,мм, вычисляют по формуле

      (36)

Принимаем  .

Толщину диска ,мм, вычисляют по формуле

           (37)

  1.   Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщину стенок корпуса и крышки,мм, вычисляют по формулам:

           (38)

                                                                                   (39)

Принимаем  [1,таблица 10.1].

Толщину фланцев поясов корпуса и крышки вычисляют по формулам:

-верхнего пояса корпуса, и пояса крышки b1, мм,

         (40)

         (41)

 -нижнего пояса корпуса ,мм,

       (42)

Принимаем .

Диаметры болтов вычисляют по формулам:

 -фундаментных d1, мм,

         (43)

-принимаем болты с резьбой . [1,таблица 10.3].

-крепящих крышку к корпусу у подшипников ,мм,

        (44)

-принимаем болты с резьбой . [1,таблица 10.3].

           -соединяющих крышку с корпусом ,мм,

       ;    (45)

-принимаем болты с резьбой . [1,таблица 10.3].   

1.6  Первый этап компоновки редуктора

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертеж выполнен в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. По середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии аω = 224 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом ; длина ступицы колеса выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 10 мм при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

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

в) принимаем расстояние между наружным кольцам подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм, если диаметр окружности вершин зубьев шестерни скажется больше наружного, то расстояние А надо брать шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников, сводим в таблицу 1

   Таблица 1

Условное

обозначение

подшипника

d

D

В

C

Со

мм

кН

кН

208

40

80

18

32

17,8

211

55

100

21

43,6

25,0

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 = 8 ÷ 12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу

l1 = 64 мм, l2 = 68 мм

Принимаем окончательно l1 = l2 = 68 мм

Глубина гнезда подшипника

                                      lr = 1,5 · В = 1,5 ∙ 21 = 31,5 мм                              (46)

Толщину фланца    крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия в этом фланце   ∆ = 14 мм.

Высоту головки болта принимаем 0,7d0 = 9,8 мм.

1.7 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Силы, действующие в зацеплении:  Ft = 2347 Н, Fr = 854 Н. Первый этап компоновки дал l1 = 68 мм, рисунок 3.

Реакции  опор:

Рисунок 3 – Расчетная схема ведущего вала

в плоскости xz

 

                              Rx1  = Rx2 =  = 1173,5 Н  

- в плоскости yz

Проверка:

                                  

Суммарные реакции вычисляют по формуле

                           H 

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 208; [1,П3].

Эквивалентную нагрузку Рэ, Н, вычисляют по формуле

                         Н                                              (47)

где V - коэффициент при вращении внутреннего кольца;

            V=1;                                 

    - коэффициент безопасности;

           =1; [1, таблица 9.19];

    - температурный коэффициент;

           =1; [1, таблица 9.20].

Расчётную долговечность L, млн.об, вычисляют по формуле

                       млн.об.                               (48)

Расчётную долговечность Lh, ч., вычисляют по формуле

                         ч                                   (49)

1.8 Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок  [1, таблица 8.9]. Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Допускаемое напряжение смятия  , МПа, вычисляют по формуле

                                    (50)              

где - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице,        

               МПа.

Диаметр ведущего вала = 32мм, bхh= 10х8мм,  мм, длина шпонки l= 50 мм, [1, таблица 8.9].

1.9 Уточнённый расчёт ведущего вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов – сталь 45 улучшенная;= 780 МПа; [1, таблица 3,3].

Предел выносливости , МПа, при симметричном цикле изгиба

           

       ≈ 0,43·= 0,43 · 780 = 335 МПа                                 (51)

Предел выносливости , МПа, при симметричном цикле касательных напряжений

                         

        ≈ 0,58·= 0,58 · 335 = 193 МПа                               (52)

Рассмотрим сечение, при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту, на кручение.

Момент сопротивления, , , вычисляют по формуле

                (53)

Амплитуду и среднее напряжение от нулевого цикла , МПа, вычисляют по формуле

                   МПа                                      (54)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям Sτ,  вычисляют по формуле

                  Sτ  =  МПа                  (55)

где  – коэффициент концентрации касательных напряжений;

              = 1,68; [1, таблица 8.5];

      – масштабный фактор для касательных напряжений;

              = 0,88; [1, таблица 8.8];

     – коэффициент для конструкционных сталей;

             = 0,1; [1,с.166].

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Sσ, вычисляют по формуле

                          МПа                                 (56)

где   - коэффициент концентрации нормальных напряжений:

             =1,78; [1, таблица8.5];

       - масштабный фактор для нормальных напряжений;

             =0,87;[1, таблица 8.8 ]  

        - амплитуда цикла нормальных напряжений;

              =13МПа

Результирующий коэффициент запаса прочности  вычисляют по формуле

             S =  МПа                                  (57)

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше

 [s] = 1,5÷1,7. Учитывая требования жёсткости, рекомендовано [s] = 2,5 ÷ 3,0. Усло-

 вие s [s] выполнено.

1.10 Выбор сорта масла

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

Объем масляной ванны V определяют из расчёта 0,25 м3 на 1 кВт передаваемой мощности

                                   V=0,25∙8,96=2,24 дм3                                          (58)

При контактных напряжениях σH = 397 МПа и средней скорости  υ = 3,8 м/с вязкость масла должна быть равной 28 ·10-6/с; [1, таблица 10,8].

Принимаем масло индустриальное И–30А; [1, таблица 10,10].

Подшипники смазываются пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.

Камеры подшипников заполняют пластичным смазочным материалом УТ – 1 [1, таблица 9,14], периодически пополняя его шприцом через  пресс-масленки.

2 Энергоресурсосбережение

В курсовом проекте выбраны наиболее оптимальные смазки узлов трения, позволяющие максимально снизить потери энергии на преодоление сил трения.

Следует также отметить, что по результатам расчетов был выбран электродвигатель, ближайший по мощности к требуемой расчетной.

Сочетание правильного выбора электродвигателя и смазок позволяет снизить энергозатраты на выполнение заданного объема работ.

С целью снижения материальности 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 решения, как по маркам материала, так и по их термообработке и способствовали экономии материальных затрат.

V – условный объем редуктора определить как произведение наибольшей длины, ширины и высоты редуктора,  (см. рис 12.1, 12.2), вычисляют по формуле:


                                          
V = L×B×H = 476·92·460 = 0,02                                (59)

Масса редуктора вычисляют по формуле:

                             mpV =  0,38·0,02·7300 = 55,5 кг                                (60)

где φ=0,38 – коэффициент заполнения определяем по графикам в зависимости от внешнего конусного расстояния Re (см. рис 12.2)

р=7300 кг/ плотность чугуна.

Критерий технического уровня вычисляют по формуле:

                               γ = m/T2 = 555/440∙103 = 0,001                                 (61)                             

где T2  – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м.

Так как γ < 0,06 , то технический уровень редуктора – высший; соответствует рекордным образцам.

 

Заключение

При выполнении курсового проекта были закреплены и систематизированы следующие данные, расчетно-графические навыки. Объектом данного курсового проекта является привод механизма общего вида и назначения, включающий двигатель, редуктор, то были изучены методы расчета и выбора элементов привода, получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долговечность механизмов. Основные требования предъявляемые к создаваемой машине:

технологичность

высокая производительность

надежность

минимальные габариты и масса

удобство в эксплуатации и экономичность

Список литературы

1 Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. Курсовое проектирование

деталей машин. – М.: Машиностроение, 1987. – 414 с.

2 Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. – М.: Высшая школа,

     1984. – 310с.

3 Решетов Н.О. Детали машин: Атлас конструкций. – М: Машиностроение, 1979.— 367 с.

               4 Шейнблинт А.Е., Курсовое проектирование деталей машин. – М: Высшая школа , 1991. – 262 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

23367. Исследование термоэлектрического термометра 436.5 KB
  Произвести измерения термоЭДС на клеммах подключения термопары 1819 для значений указанных преподавателем. Рассчитать основную абсолютную погрешность прибора по формуле: где Eиtt0 измеренное значение термоЭДС; Eдtt0 действительное значение термоЭДС определяемое по градуировочной таблице с учетом введения поправки на температуру свободных концов. Рассчитать основную приведенную погрешность термопары по формуле: где Eвt0C и Eнt0C значения термоЭДС соответствующие верхнему и нижнему пределам измерения температуры...
23368. Исследование уровнемера У1500 180 KB
  Порядок выполнения работы Ознакомиться с описанием уровнемера У1500. Подключить вилку разъема датчика уровнемера к соответствующему гнезду на задней панели измерителя. Установить поплавок уровнемера поочередно в пяти точках по мерной линейке по заданию преподавателя сначала по возрастанию прямой ход а затем в тех же точках по убыванию обратный ход и занести соответствующие показания прибора в таблицу см.
23369. Исследование метрологических характеристик электромеханических приборов 646 KB
  Построить графики зависимости абсолютной погрешности прибора от его показаний при его работе на постоянном токе. Определить максимальное значение приведенной основной погрешности прибора для постоянного тока. На основе анализа полученных данных сделать вывод о соответствии основной погрешности и вариации показаниям определяемым классом точности испытуемого прибора.
23370. Исследование преобразователя давления Метран 100 444 KB
  Провести поверку преобразователя давления Метран100 с помощью грузопоршневого и образцового пружинного манометров. Построить градуировочную характеристику зависимости унифицированного токового сигнала Iвых от входного давления Рд. Описание лабораторной установки Лабораторная установка представляет собой поверочный грузопоршневой манометр МП60 пресс на котором установлены образцовый манометр с пределом измерения 25 МПа и преобразователь давления Метран 100 с цифровым индикатором жидкокристаллическим дисплеем для представления...
23371. Создание мультимедийных приложений 115 KB
  В настоящей лабораторной работе будет показано как создать простейшие приложения для прослушивания звуковых файлов и просмотра анимации с помощью компонента MediaPlayer. Компонент MediaPlayer Компонент MediaPlayer расположен на странице System Палитры Компонентов. Общий вид компонента MediaPlayer представлен на рис. Вид MediaPlayer на форме Ниже в таблице 16.
23372. Использование компонента Timer. Организация простейшей мультипликации 68.5 KB
  В данной работе приводятся примеры работы компонента Timer обеспечивающего доступ к системному таймеру компьютера и его использование совместно с компонентом Image для создания простейшей мультипликации. Компонент Timer. Прием сообщений от таймера компьютера в приложении Delphi обеспечивает специальный компонент Timer со страницы System Палитры Компонентов.
23373. Конструирование меню и работа со стандартными окнами диалога Windows 322.4 KB
  Контекстное меню Рабочая область редактора Панель инструментов Меню Рис. Создание главного меню приложения Для создания главного меню приложения необходимо: поместить на форму компонент MainMenu Главное меню со станицы Standard Палиры Компонентов. Двойным щелчком по данному невизуальному компоненту вызвать редактор меню: Перемещаясь по обозначенным пунктам меню задаем в свойстве Caption каждого пункта.
23374. Отображение графической информации в Delphi 112.5 KB
  Объект Canvas Delphi имеет в своём распоряжении специальный объект который оформлен в виде свойства Canvas. Слово Canvas можно перевести на русский язык как холст для рисования или канва. Если у объекта есть свойство Canvas на его поверхности можно рисовать. Кроме компонентов перечисленных выше свойством Canvas обладают также: Image SpLitter ControlBox а так же объект TPrinter который благодаря этому свойству позволяет распечатывать графические изображения на принтере.
23375. Определение момента инерции с помощью маятника Обербека 349 KB
  Китаева Определение момента инерции с помощью маятника Обербека Методические указания к выполнению лабораторной работы № 6 по курсу механики молекулярной физики и термодинамики. Маятник Обербека предназначен для изучения прямолинейного равнопеременного и вращательного движения в частности для определения ускорения момента инерции тел. Векторное уравнение 1 эквивалентно трём скалярным уравнения 2 каждое из которых из которых представляет собой основное уравнение динамики вращательного движения относительно неподвижной оси или :...