Расчет редуктора

спецефикация.doc

Штифт конический 10х30
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Шайба 10 Г ГОСТ 6402-70
Шайба 16 Г ГОСТ 6402-70

1.doc

Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
1. Требуемая мощность электродвигателя
Pтр= P2 (р.п* зп)=65(095*096)=712 кВт
Pтр - Требуемая мощность электродвигателя
р.п.-кпд ремённой передачи р.п.=095
зп – кпд зубчатой передачи зп= 096
2. Выбор электродвигателя
Марка электродвигателя: 4А 132S6У3
Мощность Pэ= 75 кВт.
Синхронная частота nc= 1000 обмин.
Расчет привода выполнен по табл.11 мощности электродвигателя
3. Частоты вращения валов
Вала электродвигателя nдв = nc( 1 - (0.01S)) =1000( 1 - (0.0132))=968 обмин.
Валов редуктора: nв= 100 обмин;
4. Общее передаточное число
Uо= nдв nв=968100=968
5. Передаточные числа зубчатой и ремённой передачи
зубчатой передачи берём Uзп =45 (ГОСТ 12289-76)
ремённой передачи Upп= Uо Uзп =96845=215
6. Частота вращения валов зубчатой и ремённой передачи
nрп = nдв Upп=968215=450 обмин;
7. Требуемая мощность
P1= Pо* р.п=712*095=676 кВт.
8. Крутящие моменты на валах
Tд= 9550* Pо nдв =9550* 712 968=7024 НМ.
T1= 9550* P1 nрп = 9550* 676 450=14346 НМ.
T2= 9550* P2 nв = 9550* 65 100 =62075 НМ.
Вал электродвигателя Tд= 7024 НМ.
Вал исполнительного механизма T1= 14346 НМ.
Валы редуктора: T2= 62075 НМ

9 сборка редуктора.doc

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение предотвращает повышенный износ и нагрев двигателей а также предохраняет детали от коррозии.
Мазеудерживающие кольца не устанавливаются так как окружная скорость вращения валов более 2 мс. Маслоотражательные кольца не используются так как делительный диаметр шестерни меньше наружного диаметра подшипника быстроходного вала при этом смазка подшипников происходит за счёт масляного тумана. Для смазки подшипников масляным туманом окружная скорость в зацеплении должна быть больше 1 мс.
Назначение сорта масла зависит от окружной скорости и контактного давления в зубьях. С увеличением контактного напряжения масло должно обладать большой вязкостью; с увеличением окружной скорости вязкость масла должна быть меньше.
Выбираем кинематическую вязкость масла: по внутреннему диаметру подшипника по частоте вращения.
T=50°С и вязкость равна 38 мм2
Исходя из этих значений выбираем сорт и марку: индустриальное масло И-40А ГОСТ 20799-75
2 Порядок сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора 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°С;
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в Брут вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
Сборные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладывают пластическую смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Проверяют проворачивание валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку винтами.
Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Закрепляют крышку болтами.
В данной курсовой работе произведён полный расчёт зубчатой передачи комплексный расчёт валов подшипников шпонок болтов и т.д. Все требования задания учтены. Возможные отклонения не превышают допустимых значений.
В ходе выполнения курсового проекта ознакомился с основами конструкторских навыков и возможностью их применения.
Список используемой литературы
Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: Методические указания по курсам “Детали машин и основы конструирования”Г.Л.Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ2005.47с
Прикладная механика: Учеб. для вузов Под ред. Г.Б.Иосилевича.-М.: Высшая шк. 1989.-351с.
Расчет валов подшипников и муфт: Учебно-методическое пособие по курсам “Детали машин и основы конструирования”Г.Л.Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ2005.46с
Расчет зубчатых цилиндрических передач: Учебно-методическое пособие по курсам “Детали машин и основы конструирования”Г.Л.Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ2005.31с

титульный лист.doc

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ГОУ ВПО «УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ - УПИ»
Кафедра «ДЕТАЛИ МАШИН»
по дисциплине « Прикладная механика»
Пояснительная записка
Руководитель проектаТроицкий И.В.

Содержание.doc

Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода.
Требуемая мощность электродвигателя.
Выбор электродвигателя.
Частоты вращения валов.
Общее передаточное число.
Передаточные числа зубчатой и ременной передачи.
Частота вращения валов зубчатой и ременной передачи.
Требуемая мощность.
Крутящие моменты на валах.
Расчет цилиндрических зубчатых передач.
Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки.
Расчет допускаемых напряжений.
Расчет допускаемых контактных напряжений.
Расчет допускаемых напряжений изгиба.
Проектный расчет передачи.
Проверочный расчет передачи.
Силы в зубчатых передачах.
Предварительный расчет тихоходного вала.
Расчет элементов корпуса редуктора.
Эскизная компоновка редуктора.
Конструирование цилиндрических зубчатых колес.
Выбор крышек подшипниковых узлов.
Уточненный расчет тихоходного вала.
Проверка в сечении В.
Проверка в сечении D.
Расчет подшипников тихоходного вала.
Расчет шпонки тихоходного вала.
Расчет шпонки под муфту тихоходного вала.
Порядок сборки редуктора.
Список использованной литературы

чистовик.dwg

Монтажнокомутационная
Кассетная устрановка
ЕМК 2101.1732.581 Э6
Диод Полупроводниковый Д 226 ГОСТ 5-1755-75
Выключатель кнопочный КЕ 011-1У3 ГОСТ 5-124-72
Пост кнопочный НКЕ-112-1У3 ТУ 16-526-216-71
влагостойкое ПЭВ-10-2
Пакетный выключатель ПВ2-10 ОСТ 16.0526.011-77
Сопротивление проволочное эмалированное
Реле промежуточное управляющее РПУ-3-11б
Предохранитель трубчатый ПТ-0
Звонок громкого боя МЗ-1 ТУ25-05-1045-76
Лампа накаливания тип Ц220-10 цоколь В15d18
Редуктор цилиндрический
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от
необходимо обеспечить уровень масла достаточный для смазки
горизонтального положения на угол до 5 градусов. При этом
Валы собранного редуктора должны проворачиваться от руки
слоем герметика ВГК-18 N2 МРТУ 07-60-12-63
Сопряжение поверхности корпуса и крышек покрыть тонким
Необработанные наружние поверхности редуктора покрыть
Редуктор цилиндрический одноступенчатый Сборочный чертеж
УГТУ-УПИ Кафедра Детали машин

задание ..doc

Задание на проектирование
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор.
Рисунок 1 – Кинематическая схема крутящего момента от вала двигателя к потребителю
Мощность на ведомом валуP = 6.5 кВт;
Частота вращения ведомого валаnв = 100 обмин;
Срок службы передачиL = 4 лет;
Коэффициент использования передачи:
Продолжительность включенияПВ%=25%;
Режим работысредний;
Тип приводареверсивный;
Вид передачипрямозубая.

2.doc

2 Расчет цилиндрических зубчатых передач.
1 Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки
Рис.1 Характерные размеры сечения заготовки
Dm=(20 24) =12=3805 мм
где T1 – крутящий момент на шестерне в Нм u – передаточное число зубчатой передачи.
Механические характеристики сталей
Наибольшее применение в редукторах находят стальные зубчатые колеса. Механические характеристики сталей рекомендуемых для изготовления зубчатых колес приведены в табл.4. В таблице приняты следующие обозначения: способы термообработки Н – нормализация У – улучшение З – закалка Ц - цементация; Dm - наружный диаметр заготовки вал-шестерни Sm – характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса (рис.1).
Твердость поверхности
2 Расчет допускаемых напряжений
2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле
где j=1 для шестерни j=2 для колеса sHlim j - предел контактной выносливости КHLj - коэффициент долговечности SHj - коэффициент безопасности.
sHlim 1=2 *НВср1+70=2*2855+70=641 МПа
sHlim 2=2 *НВср2+70=2*2485+70=567 МПа
Данные для расчета допускаемых контактных напряжений
Способ термической или химико-термической обработки
Средняя твердость поверхности зуба
Улучшение нормализация
Коэффициент долговечности определяется по формуле
где NHOj – базовое число циклов при действии контактных напряжений;
NHEj – эквивалентное число циклов напряжений.
Должно выполняться условие КHLj KHLmax значения KHLmax даны в табл 5.
Значения базового число циклов рассчитанные по формуле
NHO = 30 НВср12.4 120106
При определении эквивалентного числа циклов напряжений используется формула
NHE 1= hNΣ1=0251987106=497106
NHE 2= hNΣ2=025441106=11106
где h – коэффициент эквивалентности определяемый по табл.6 в зависимости от типового режима нагружения NΣj – суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.
Характеристики типовых режимов нагружения
При постоянной частоте вращения NΣj определяется по формуле
NSj = 60njcth ( 1 )
где nj - частота вращения колеса в обмин с – число зацеплений за один оборот колеса th – суммарное время работы передачи в часах;
th = 63652408070.25=73584 часов
здесь Kг – коэффициент использования передачи в течение года; Kс – коэффициент использования передачи в течение суток; L – срок службы передачи в годах; ПВ – относительная продолжительность включения.
NS1 = 60nрпcth=60450173584 = 1987106
NS2 = 60nвcth=60100173584 = 441106
Расчет допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса sHP1 и sHP2
нр=567·107411=5536 МПа
Для прямозубой передачи принимаем меньшее из двух: нр=5536 МПа
2.2Расчет допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле
sF lim j - предел изгибной выносливости зубьев
SFj - коэффициент безопасности
KFСj - коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки
KFLj - коэффициент долговечности определяемый по формуле:
qj - показатель степени кривой усталости (табл.3)
NFO = 106 – базовое число циклов при изгибе
NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе.
Должно выполняться условие КFLj KFLmax.
Формулы для определения sF lim и значения SF KFLmax и KFС для реверсивного привода приведены в табл.7. Для нереверсивного привода KFС=1.
Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе равно:
NΣj определяется по формуле ( 1 )
Fj - коэффициент эквивалентности при изгибе (табл. 3).
NFE 1= FNΣ1=014·1987106=278 МПа
NFE 2= FNΣ2=014·441106=617 МПа
Данные для расчета допускаемых напряжений изгиба
Нормализация улучшение
Закалка ТВЧ по всему контуру (m3 мм)
Закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины(m3 мм)
sF lim1=175 * НВ1=18*2855=5139 МПа
sF lim2=175 * НВ2=18*2485=4473 МПа
Проектный расчет передачи
Межосевое расстояние передачи определяют из расчета на выносливость по контактным напряжениям по формуле
aw = 495(45 + 1) =19247 мм
Ka = 410 для косозубых и шевронных передач
T1 – крутящий момент на шестерне в Нм
КН – коэффициент контактной нагрузки
Для точного определения коэффициента КН необходимо знать размеры передачи. Поскольку на этом этапе проектного расчета размеры не известны то рекомендуется задавать приближенное значение КН=1.2.
- коэффициент ширины зубчатого венца Коэффициент ширины зубчатого венца выбирают из ряда по ГОСТ 2185-66: при симметричном расположении шестерни относительно опор =0.315 0.5 при несимметричном =0.25 0.4 для шевронных и раздвоенных косозубых передач =0.5 0.63.
Межосевое расстояние aw выбирается по табл.2.
Межосевые расстояния по ГОСТ 2185-66
Значения межосевых расстояний мм
Модуль выбирают из диапазона m=(0.01 0.02)aw и округляют до стандартного значения по табл.1. Модуль меньше 2 мм для силовых передач применять не рекомендуется. В косозубых передачах стандартизован нормальный модуль mn.
m=(0.01 0.02)aw==(0.01 0.02)140=14 28 мм
Для косозубых и шевронных передач суммарное число зубьев предварительно определяют по формуле
где =0 для прямозубой передачи
Далее определяют число зубьев шестерни Z1== = 3636 и округляют его до ближайшего целого числа: Z1=36
Находят число зубьев колеса Z2= Z- Z1=200-36=164 и фактическое передаточное отношение uф===45667
Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5% при u 4.5 и более чем на 4% при u> 4.5.
Ширину венца колеса определяют по формуле bw2=aw =0315200=63 мм и округляют до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69: 20 22 24 25 26 28 30 32 34 (35) 36 38 40 42 45 48 50 53 (55) 56 60 63 (65) 67 (70) 71 75 80 85 90 95 100.
Ширину венца шестерни bw1 принимают на 3 5 мм больше чем bw2.
Определяют диаметры окружностей зубчатых колес:
bw1= bw2+(3 5)=63+(3 5)=71 мм
делительные окружности косозубых колес
окружности вершин зубьев daj = dj+2 m (1+xj)
da1 = d1+2 m = 72+2*2=76
da2 = d2+2 m = 328+2*2=22269
окружности впадин зубьев dfj = dj-2 m
df1 = d1-25 m = 72-2*25=67
df2 = d2-25 m =328-2*25=323
Вычисляют окружную скорость в зацеплении:
По табл.8 назначают степень точности передачи.
Степень точности передачи.
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Степень точности nст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.
Проверочный расчет передачи
Условие контактной прочности передачи имеет вид sHP. Контактные напряжения определяются по формуле
Z= 8400 для косозубых и шевронных передач
КН - коэффициент контактной нагрузки определяется по формуле
КН = КНа* КНb* КНV= 103*107*1=1102
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен
Динамический коэффициент КНV определяется по табл.10 .
Коэффициент K для одноступенчатых редукторов
Значения коэффициента KHV
Твердость поверхности зубьев
Окружная скорость в зацеплении мс
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса определяется по формуле
КНb = 1+ (K -1) К=1+ (1135-1)*02345=1.032
K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы (табл.9).
В таблице K дан в зависимости от коэффициент ширины венца по диаметру величина которого определяется выражением =0.5 (u + 1) =0.5*04(355+ 1)=091
Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5% рекомендуемая недогрузка до 15%. Если указанные условия не выполняются то следует либо изменить межосевое расстояние передачи либо изменить yba либо выбрать другие материалы зубчатых колес и повторить расчет.
Условия изгибной прочности передачи имеют вид sFj sFPj.
Напряжение изгиба в зубьях шестерни определяется по формулам:
YFj - коэффициенты формы зуба
КF - коэффициент нагрузки при изгибе
Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:
Коэффициенты формы зуба даны в ГОСТ 21354-87 в виде графиков которые аппроксимируются зависимостью:
для непрямозубых передач ZVj=.
Коэффициент нагрузки при изгибе определяют по формуле:
KF = KFα*KF*KFV= 108*115*1=1242
Коэффициенты входящие в эту формулу имеют такой же физический смысл что и коэффициенты в формуле для КН.
Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5% недогрузка не регламентируется. Если перегрузка более 5% следует увеличить модуль передачи и повторить расчет.
Силы в зубчатых передачах
Окружная сила Ft===3985 Н.
Распорная сила: в непрямозубых передачах Fr= Ft= 36568*=1450 Н

4.doc

6.3 Уточненный расчет тихоходного вала
-Ft×70 - RBV×140 +FM×1075 = 0;
Ft×70 – RАV×140 +FM×2475 = 0
1435 – 3985 + 43838 – 35132 = -005
MUD = RAV× LAD = 311435 * 01075 = 33479 H;
MUB = FM×LBC = 1563.6×0.09425= 3068H;
MUD = RAH× LAD =725*01075= 779 H;
MUD = RBH×LBD=725*007=5075Н;
Определение суммарных опорных реакций:
Изгибающие моменты в сечении:
Необходима проверка в двух потенциально опасных сечениях:
D – шпоночное соедиение;
3.1 Проверка в сечении B
где - коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению;
- коэффициент запаса прочности по касательному напряжению.
Выбран материал для вала: сталь 45(Н).
= 082 [1 табл. 22.5].
B = 0.95 [1 табл. 22.6 ]
K = 215 [1 табл. 22.4]
K = 1.41 [2 табл. 22.4]
= 0.72 [2 табл. 22.5].
B = 0.95 [2 табл. 22.6]
Условие прочности в данном сечении выполняется.
3.2 Проверка в сечении D
K = 1.6 K = 1.6 [2 табл. 22.4];
Расчет подшипников тихоходного вала
Расчет производится по наиболее нагруженному левому подшипнику опоры А.
На тихоходном валу установлены подшипники 211 [1табл. 5].
Долговечность подшипника:
где p=3 – подшипник шариковый;
k kT- выбираем по [3 табл.9]
Эквивалентная нагрузка:
P=(v × x × Fr+yFa) × k× kT
Где х-коэффициент радиальной нагрузки;
У-коэффициент осевой нагрузки;
k-коэффициент безопасности;
kT- температурный коэффициент;
v – коэффициент вращения (v=1 при врщении внутреннего кольца
относительно направления нагрузки);
Р=1 × 1 ×44433+0) × 13× 1=577629
1 Расчет шпонки тихоходного вала
Шпонка служит для передачи крутящего момента от ступицы к валу или
t1=6 мм – глубина шпоночного паза на валу.
t2=4.4 мм – глубина шпоночного паза на колесе.
L=66 мм выбрано из ряда по ГОСТ 23360-78;
2 Расчет шпонки под муфту тихоходного вала
t1=5.5 мм – глубина шпоночного паза на валу.
t2=3.3 мм – глубина шпоночного паза на колесе.
L=63 мм выбрано из ряда по ГОСТ 23360-78;

Введение.doc

Выбор типа передачи: соединение вала машины (станка) с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях когда частоты вращения этих валов одинаковы например в приводах центробежных насосов вентиляторов и прочие. Если это условие не соблюдается то для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи.
В данном случае необходимо разработать понижающую передачу – от электродвигателя к приводному валу машины вращающемуся с меньшей угловой скоростью.
Рекомендуется использовать трехфазные асинхронные двигатели наиболее распространенные в различных отраслях народного хозяйства; их преимущества по сравнению с двигателями других типов: простота конструкции меньшая стоимость более высокая эксплуатационная надежность. При выполнении курсовых проектов следует выбирать для приводов именно эти двигатели.
Требуемая мощность электродвигателя определяется заказчиком с поправкой на КПД узлов привода станка. Так как для рассчитываемого привода подходят двигатели с различными частотами вращения то следует рассмотреть несколько вариантов и остановиться на оптимальном соответствующем конкретным условиям работы. При этом надо учитывать что с повышением частоты вращения масса двигателя и его габариты уменьшаются. Снижается стоимость однако рабочий ресурс тоже уменьшается. Поэтому для приводов общего назначения если нет специальных указаний предпочтительны двигатели с частотами вращения 1500 или 1000 обмин (соответственно частота вращения при номинальном режиме с учетом 3% скольжения nном =1450 или970 обмин.)
В механических приводных устройствах ременные передачи применяются в основном для уменьшения частоты вращения приводного вала и соответственного увеличения вращающего момента.
В кинематической схеме привода ременной передаче отводится как правило первая ступень – непосредственно от электродвигателя к редуктору.
Также ременная передача позволяет устанавливать электродвигатель если это нужно на расстоянии от редуктора и станка и необязательно соосно с быстроходным валом редуктора. В данном проекте из-за ее применения стало возможным спроектировать одноступенчатый редуктор.
Редуктор – механизм для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор – законченный механизм соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или другими разъемными устройствами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи встраиваемой в исполнительный механизм (мотор редукторы).
В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники размещенные в гнездах корпуса; в основном используются подшипники качения. Подшипники скольжения применяют в специальных случаях когда к редуктору предъявляют повышенные требования по уровню вибраций и шума при очень высоких частотах вращения или при отсутствии подшипника качения нужного размера.
Наиболее распространены редукторы с валами расположенными в горизонтальной плоскости.
В данном проекте рекомендуется использовать цилиндрические редукторы которые комплектуются только цилиндрическим зубчатыми передачами и отличаются числом ступеней и положением валов. Тип зацепления коэффициент ширины зубчатых колес тип подшипников и т.п. не определяют типа редуктора и являются лишь конструктивными особенностями.
Одноступенчатые редукторы. Компоновочные возможности одноступенчатых редукторов весьма ограничены и сводятся в основном к расположению осей валов в пространстве Зацепление в большинстве случаев косозубое редко – прямозубое.
Если высота ширина и масса редуктора не имеют существенного значения то принимают меньшее число ступеней редуктор будет проще и дешевле при меньшей длине.
Расчет зубчатых передач распространяется на стальные прямозубые косозубые и шевронные передачи редукторов прямозубые открытые передачи и реечные прямозубые передачи при соблюдении следующих условий для редукторов:
) валы опираются на подшипники качения;
) корпус защищен от проникновения внутрь грязи и воды и обладает достаточной жесткостью;
) зубья смазываются маслом;
) среда химически неагрессивная;
) температура масла в корпусе не выше 95 о С;
) степень точности по нормам плавности и контакта 6-9 по ГОСТ 1643-81;
) окружная скорость зубчатых колес – до 16 мс;
) параметр шероховатости рабочих поверхностей зубьев Rа25 мкм;
) исходный контур по ГОСТ 13755-81;