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

11 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

43187. Инфляция и её социально-экономические последствия 341.5 KB
  Проблема инфляции занимает человечество уже более 200 столетий. Целю курсовой работы является : раскрыть смысл процесса инфляции посредством рассмотрения понятия инфляции ее причин и видов. Задачи курсовой работы: раскрыть смысл понятия инфляция; дать классификацию инфляции; изучить экономические и социальные последствия инфляции; рассмотреть историю инфляционных процессов и выявить их влияние на экономику; выявить возможные причины инфляции и проанализировать их; изложить возможности преодоления инфляции и меры борьбы с ней;...
43188. Создание автоматизированной информационной системы (АИС) с учебно-исследовательской базой данных (БД) 3.79 MB
  БАЗА ДАННЫХ СУЩНОСТИ АТРИБУТЫ СВЯЗИ ПЕРВИЧНЫЙ КЛЮЧ НОРМАЛИЗАЦИЯ ЗАПРОСЫ ФОРМЫ ОТЧЕТЫ. Цель работы создание автоматизированной информационной системы АИС с учебноисследовательской базой данных БД. Достигнутые результаты: определены все наиболее значимые сущности предметной области и их атрибуты создана база данных для учета продаж путевок учета отелей и клиентов туристической фирмы.
43189. СВЕТОФОР НА ОСНОВЕ МИКРОКОНТРОЛЕРА 375.5 KB
  Бурный процесс автомобилизации с каждым годом охватывает все большее число стран, постоянно увеличивается автомобильный парк, количество вовлекаемых в сферу дорожного движения людей. Рост автомобильного парка и объема перевозок ведет к увеличению интенсивности движения, что в условиях городов с исторически сложившейся застройкой приводит к возникновению транспортной проблемы. Особенно остро она проявляется в узловых пунктах улично-дорожной сети. Здесь увеличиваются транспортные задержки, образуются очереди и заторы, что вызывает снижение скорости сообщения, неоправданный перерасход топлива и повышенное изнашивание узлов и агрегатов транспортных средств.
43190. Взаимосвязь между состоянием здоровья населения и загрязнением атмосферного воздуха в г.Абакане 376.5 KB
  К раздражителям вызывающим эти болезни относятся SO2 и SO3 азотистые пары HCl HNO3 H2SO4 H2S фосфор и его соединения. В структуре заболеваемости детей по Республике Хакасия наибольшую часть составили болезни органов дыхания 429 второе место занимают болезни органов пищеварения 77 третье болезни кожи и подкожной клетчатки 68. Инфекционные и паразитарные болезни травмы составили 73 и 63 соответственно. В структуре заболеваемости подростков на 1 месте с удельным весом 2315 3 ранг находятся...
43191. Проектирование состава тяжелого цементного бетона на плотных заполнителях 1.7 MB
  Корректировка состава бетонной смеси по удобоукладываемости. Расчет расхода материалов на заданный объем бетоносмесителя. Проектирование состава имеет цель установить такой расход материалов на 1 бетонной смеси при котором наиболее экономично обеспечивается получение удобоукладываемой бетонной смеси и заданной прочности бетона а в ряде случаев необходимой морозостойкости водонепроницаемости и специальных свойств бетона. Состав бетонной смеси выражают в виде соотношения по массе реже по объему между количествами...
43192. Розробка структури і технології управління об’єктом на прикладі ТОВ „Альтаір” 1.2 MB
  Товариство з обмеженою відповідальністю «Альтаір» було створене, не маючи в своєму розпорядженні зовсім ніякої бази, крім початкового капіталу, що склав 897 тисяч гривень. Така ситуація має свої як переваги, так і недоліки. Їх дуже гарно можна виявити, порівнявши нашу фірму з багатьма сучасними підприємствами автомобільного транспорту, які були створені зовсім недавно на базі старих нерентабельних державних АТП.
43193. Проблемы внешней торговли России 538 KB
  Особенности внешней торговли России. Проблемы внешней торговли России. Внешнеторговая политика современной России. Направления развития внешней торговли России. Список использованной литературы Введение Активный рост внешней торговли нашей страны начался в 70е годы когда и разрядка международной напряженности и оживление всей мировой торговли способствовали вовлечению отечественной экономики в расширяющийся международный товарообмен.
43194. Совершенствование социальной политики в России 549.5 KB
  Это прежде всего решение задач занятости и обеспечения реального уровня прожиточного минимума адресности социальной поддержки достижения оптимального соотношения уровней жизни активной занятой части населения и нетрудоспособных граждан. Налоговая политика использует механизм прогрессивного налогообложения в качестве источника формирования финансовых ресурсов для осуществления социальной поддержки малообеспеченных в социальном плане слоев населения. Реализация социальной защиты населения осуществляется в двух формах: активной и...
43195. СУДОВАЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКАЯ УСТАНОВКА 1.54 MB
  Для судовой энергетической установки характерна сложная структура. В ее состав в основном входит оборудование энергетических систем и трубопроводов. Между которыми существуют сложные физические, параметрические и технико-экономические связи. Для процессов, протекающих в энергетическом оборудовании, характерны значительные изменения параметров – температуры, давления, скорости, сил и моментов, напряжений и деформаций, турбулентности, шума и вибрации, теплопередачи и др.