Проектирование одноступенчатого редуктора

Редуктор.dwg

Технические характеристики
) Частота вращения быстроходного и тихоходного валов
) Передаваемая мощность кВт 3.18
) Крутящий момент на тихоходном валу
) Межосевое расстояние
) Передаточное число 6.3
Технические требования
) Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в маслянной ванне
красить маслостойкой красной эмаль НЦ-5123 ГОСТ 7462-73.
) Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76
) Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80
при окончательной сборке.
) В редуктор залить 2
) Обкатка: после окончательной сборки редуктора
производится включением без нагрузки на 2 часа
не допускается нагрев свыше 80
С и наличие постороних шумов. После обкатки заменить масло.

2 колесо 2.dwg

Сталь 45 ГОСТ1050-88
СибАДИ 21СНГсп-07-В1
Неуказаные предельные отклонения
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 1.6 мм мах

1 верный вал 2.dwg

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
СибАДИ 21 СНГсп 07-В1
Неуказанные предельные отклонения

4 крышка .cdw

Спецификация_v9.spw

1 верный вал 2_9.cdw

Неуказанные предельные отклонения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
СибАДИ 21 СНГсп 07-В1

Спецификация.spw

Чертеж_v9.cdw

Технические характеристики
) Частота вращения быстроходного и тихоходного валов
) Передаваемая мощность кВт 3.18
) Крутящий момент на тихоходном валу
) Межосевое расстояние
) Передаточное число 6.3
Технические требования
) Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в маслянной ванне
красить маслостойкой красной эмаль НЦ-5123 ГОСТ 7462-73.
) Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76
) Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80
при окончательной сборке.
) В редуктор залить 2
) Обкатка: после окончательной сборки редуктора
производится включением без нагрузки на 2 часа
не допускается нагрев свыше 80
С и наличие постороних шумов. После обкатки заменить масло.

2 колесо 2_v9.cdw

Неуказаные предельные отклонения
Сталь 45 ГОСТ1050-88
СибАДИ 21СНГсп-07-В1
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 1.6 мм мах

Чертеж.cdw

Технические характеристики
) Частота вращения быстроходного и тихоходного валов
) Передаваемая мощность кВт 3.18
) Крутящий момент на тихоходном валу
) Межосевое расстояние
) Передаточное число 6.3
Технические требования
) Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в маслянной ванне
красить маслостойкой красной эмаль НЦ-5123 ГОСТ 7462-73.
) Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76
) Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80
при окончательной сборке.
) В редуктор залить 2
) Обкатка: после окончательной сборки редуктора
производится включением без нагрузки на 2 часа
не допускается нагрев свыше 80
С и наличие постороних шумов. После обкатки заменить масло.

1 верный вал 2.cdw

Неуказанные предельные отклонения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
СибАДИ 21 СНГсп 07-В1

2 колесо 2.cdw

Неуказаные предельные отклонения
Сталь 45 ГОСТ1050-88
СибАДИ 21СНГсп-07-В1
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 1.6 мм мах

3 Компоновка.cdw

4 крышка_v9.cdw

3 Компоновка_v9.cdw

Описание.docx

Проектирование одноступенчатого редуктора
Чертежи: общий вид редуктора вал колесо зубчатое крышка компоновка.
Технические характеристики редуктора:
) Частота вращения быстроходного и тихоходного валов 1440 228.6 об
) Передаваемая мощность 3.18 кВт
) Крутящий момент на тихоходном валу 116.9 Н м
) Межосевое расстояние 140 мм
) Передаточное число 6.3
Задание на проектирование
Кинематический расчет.
Выбор электродвигателя
Расчет цилиндрической передачи
Эскизная компоновка редуктора
Выбор подшипников качения
Выбор шпонок и проверочный расчет на прочность
Выбор стандартной муфты
Список использованных источников
Чертежи в формате Компас и AutoCAD.

ДМ.doc

Федеральное агентство по образованию РФ
Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия
Кафедра «Прикладная механика»
Проектирование редуктора
Пояснительная записка
Задание на проектирование ..1
Кинематический расчет. Выбор электродвигателя 3
Расчет цилиндрической передачи 5
Выбор подшипников качения
Выбор шпонок и проверочный расчет на прочность
Выбор стандартной муфты
Список использованных источников .24
Кинематический расчет. Выбор электродвигателя
Определяем частоту вращения приводного вала мин-1
где – частота вращения приводного вала;
Определяем коэффициент полезного действия редуктора hр
где hм – коэффициент полезного действия муфты hм=098;
hц.п - коэффициент поленого действия шевронной передачи hц.п=095;
hп.п - коэффициент полезного действия одной пары подшипников hп.п=099;
Определяем требуемую мощность электродвигателя кВт
Выбираем электродвигатель:
Подходит электродвигатель марки 4А100S2УЗ с мощностью ;
Определяем передаточное отношение редуктора U
Таблица 1 Определяем основные параметры валов
Расчет цилиндрической передачи
Выбираем материал зубчатых колес
Учитывая мощность электродвигателя выбираем сталь:
Для шестерни марки сталь 45(улучшенная) с твердостью HB 230;
Для колеса марки сталь 45(улучшенная) с твердостью HB 195;
Определяем допускаемое контактное напряжение МПа
где - предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
Суммарное число часов работы передачи:
Суммарное число циклов перемены напряжений:
- коэффициент безопасности;
- коэффициент долговечности;
Определяем допускаемое изгибное напряжение МПа
где - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
Назначаем предварительный угол наклона зубьев
Принимаем b равный 300;
Определяем коэффициент ширины зубчатого венца YBD
Значение коэффициента YBD выбирают в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала и твердостью поверхностей зубьев выбираем значение YBD равное 1;
Определяем предварительное значение начального диаметра шестерни dW1 мм
где - вспомогательный коэффициент равный для шевронной передачи ;
T2 – крутящий момент на валу шестерни ;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
U – передаточное число редуктора;
YBD – коэффициент ширины зубчатых колес;
- допускаемое контактное напряжение МПа
Определяем модуль зубчатого зацепления m мм
Чтобы при изготовлении зубчатых колес можно было использовать стандартный зуборезный инструмент значение принятого нормального модуля должно соответствовать стандартному по ГОСТ 9563-60 поэтому принимаем модуль m равным 2 мм;
Определяем межосевое расстояние передачи мм
Для обеспечения технологичности корпусов межосевое расстояние передачи редуктора принимаем равным 140 мм;
Определяем суммарное число зубьев
Принимаем суммарное число зубьев равным 121
Определяем число зубьев шестерни
Принимаем число зубьев шестерни равным 17
Определяем число зубьев колеса
Определяем фактическое значение передаточного числа
Определяем действительный угол наклона зубьев град
Определяем диаметры зубчатых колес мм
При этом должно выполняться условие когда
Условие выполняется так как ;
У передач без смещения и при суммарном смещении равном нулю начальные и делительные окружности совпадают следовательно
Определяем диаметры вершин зубьев мм
Определяем диаметры впадин зубьев мм
Определяем рабочую ширину зубчатого венца мм
Значение округляем до ближайшего большего значения кратного двум принимаем 39 мм; ширина венца шестерни принимается на 2 4 мм больше чем венца колеса
Определяем окружную скорость зубчатых колес
Выбираем степень точности зубчатых колес
Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости. Так как степень точности будет равна 8;
Проводим проверочные расчеты зубчатой передачи
Проводим проверочный расчет на контактную выносливость МПа
где - действительное контактное напряжение МПа;
- коэффициент учитывающий форму сопряженных зубьев. При угле зацепления и зубчатых колесах без смещения ;
- коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий. Для шевронных передач равен 082
- начальный диаметр шестерни мм;
- удельная расчетная окружная сила Нм определяемая по формуле
где - окружная сила Н
- рабочая ширина зубчатого венца мм;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении определяемый по формуле
где - удельная окружная динамическая сила Нмм равная
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. При значении модуля m до 3 мм и степени точности 8 коэффициент ;
- удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации Нмм равная
Расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Определяем эквивалентные числа зубьев
Выбираем коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По графику получаем что
Соотношение для колеса меньше что свидетельствует о меньшей прочности зуба по напряжениям изгиба и в дальнейшем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба будут вестись для колеса.
Проверяем условие прочности зуба по напряжениям изгиба МПа
где - действительное напряжение изгиба МПа;
- коэффициент учитывающий наклон зуба для косозубых передач
- удельная расчетная окружная сила Нмм определяемая по формуле
где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. По графику зависимости параметра и твердости зубьев ;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении определяется по формуле
где - удельная окружная динамическая сила Нмм определяется по формуле
где - коэффициент учитывающий вид зубчатой передачи для шевронной передачи равен ;
- удельная расчетная окружная сила в зоне наибольшей концентрации Нмм равная
Проверочные расчеты показали что контактная и изгибная прочности соблюдаются;
Определение усилий зубчатого зацепления
Определяем окружную силу Н
Определяем радиальную силу Н
где - угол зацепления равный для передач без смещения и с суммарным смещением равным нулю
Определяем осевую силу
Эскизная компоновка редуктора
Предварительное определение диаметра вала шестерни мм.
Расстояние от торца зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса: мм.
Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса: мм.
Высота крышки с головкой болта:
Расстояние от торца вращающейся детали до крышки (или до головки болта):
Длина ступицы зубчатого колеса:
Длина ступицы вращающейся детали (шкив звёздочка червячное колесо):
Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса и внутренней стенки корпуса (крышки) редуктора:
Ширина подшипника качения:
Расстояние между торцами зубчатых колёс:
Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса:
Расстояние между подшипниками:
Расстояние между подшипниками консольного вала:
Расстояние от вращающейся детали до подшипника:
Расчёт валов на статическую прочность
Расчет на статическую прочность
Определяем направления сил действующих на вал.
Рисунок 1 Направление действующих сил
Определяем реакции в опорах и изгибающие моменты действующие в основных сечениях вала. Так как силы на вал действуют в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях то определение реакций в опорах и изгибающих моментов будем вести отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Строим расчетную схему промежуточного вала
Горизонтальная плоскость
Определяем опорные реакции от окружных сил
Определяем изгибающий момент
Вертикальная плоскость
Определяем опорные реакции от радиальных и осевых сил
Определяем изгибающие моменты
По полученным значениям строим эпюры изгибающих моментов;
Определяем суммарный изгибающий момент
Строим эпюру крутящего момента
Определяем приведенный момент в опасном сечении
Определяем диаметр вала в опасном сечениимм
Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным пазом увеличиваем диаметр на 5%. Тогда
По стандартному ряду принимаем ;
Определяем диаметр цапфы мм
Расчет на выносливость
Расчет вала на выносливость заключается в том что для предположительно опасного из условия выносливости сечения определяют действительный коэффициент запаса усталостной прочности n и сравнивают с допускаемым коэффициентом запаса прочности
Общий коэффициент запаса усталостной прочности при действии изгибающего и крутящего моментов в сечении вала вычисляется по формуле
где - запас прочности по нормальным напряжениям от изгиба;
- запас прочности по касательным напряжениям от кручения;
- допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности величина которого принимается равной
Запас прочности при действии одних изгибающих напряжений определяется по формуле
где - предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом без концентрации напряжений МПа. Для углеродистых сталей его значение принимается
где - предел прочности материала вала МПа
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для рассматриваемого сечения вала. Его величина выбирается в зависимости от типа концентратора напряжений
- масштабный фактор учитывающий влияние абсолютных размеров вала на изменение пределов выносливости при изгибе
- коэффициент приведения несимметричного цикла к равноопасному симметричному
- амплитуда колебаний цикла при изгибе МПа. Для симметричного цикла
где - изгибающий момент в рассматриваемом сечении
- момент сопротивления изгибу в этом сечении мм3
- среднее напряжение цикла при изгибе. При наличии осевой силы вызывающей сжатие или растяжение вала принимается равной напряжению от этой силы то есть = 0
Запас прочности при действии одних напряжений кручения определяется по формуле
где - предел выносливости материала вала при кручении с симметричным циклом без концентрации напряжений принимается
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении
- масштабный фактор для напряжения кручения
- амплитуда цикла напряжения кручения МПа;
- среднее напряжение цикла напряжения кручения МПа;
Поскольку момент передаваемый валом в большинстве случаев колеблется по величине исходим из наиболее неблагоприятного случая знакопостоянного цикла принимая что напряжение кручения изменяется по пульсирующему циклу
где Т – крутящий момент передаваемый валом ;
- момент сопротивления рассчитываемого сечения при кручении мм3
Следовательно запас усталостной прочности нормальный.
Определяем нагрузки действующие на подшипники Н
Производим предварительный выбор типоразмер подшипника.
Учитывая диаметр цапфы вала выбираем из справочника радиальный однорядный шарикоподшипник легкой серии №205 у которого
Определяем требуемую долговечность подшипника часов
где - коэффициент суточной загрузки привода;
- коэффициент годичной загрузки;
- срок службы в годах;
Определяем расчетную долговечность выбранного подшипника ч
где - частота вращения вращающегося кольца ;
С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника Н;
Р – динамическая эквивалентная нагрузка Н;
– степенной показатель (для шарикоподшипников =3);
Для радиальных шарикоподшипников величину динамической эквивалентной радиальной нагрузки определяем по формуле
где - радиальная нагрузка на подшипник Н;
- осевая нагрузка на подшипник Н;
V – коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки (при вращении внутреннего кольца V=1);
- динамический коэффициент
(так как степень точности 8-я);
- температурный коэффициент
X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки
Подшипник №205 подходит для опор вала редуктора.
Выбранную шпонку проверяем на смятие
где Т – передаваемый момент ;
- рабочая длина шпонки мм при скругленных концах
- допускаемое напряжение смятия: при стальной ступице и спокойной нагрузке ;
где – расчетный крутящий момент ;
– номинальный крутящий момент валана котором устанавливается муфта ;
– допускаемый крутящий моментна передачу которого расчитана муфта
- расчетный коэффициент учитывающий условия эксплуатации;
Подходит муфта цепная с допускаемым крутящим моментом 250 Н м диаметром d=22мм типа 1 (с цилиндрическим отверстием на концы валов крепление полумуфты с помощью призматических шпонок) исполнения 1.
Список использованных источников
Решетов Д. Н. Детали машин. – М.: Машиностроение 1989. – 496с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д. Н. Решетова. – М.: Машиностроение 1979. – 367с.
Цехнович Л. Н. Петриченко И. Н. Атлас конструкций редукторов. – Киев: Высшая школа 1990. – 150с.
Проектирование механический передач С. А. Чернавский Г. А. Слесарев Б. С. Козинцев и др. – М.: Машиностроение 1984. – 560с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 1990. – 339с.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя: Методические указания Сост. П. Д. Кашников. – Омск: СибАДИ 1986. – 24с.
Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность: Методические указания Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ 2004. – 28с.
Расчет валов на прочность и жесткость: Методические указания Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ 2003. – 40с.
Выбор подшипников качения: Методические указания Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ 1984. – 21с.