Разработка одноступенчатого цилиндрического редуктора

Редуктор.cdw

Передаточное отношение редуктора
Число зубьев шестерни
Модуль зубчатого зацепления
Частота вращения зубчатого вала
Угловая скорость ведомого вала

Вал1.cdw

Термообработка-нормализация.
Острые кромки притупить R
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Заусенцы не допустимы.

Зубчатое колесо1.cdw

Степень точности по ГОСТ 1643-81
Термообработка-улучшение.
Острые кромки притупить R
Неуказанные предельные отклонения отверстий H14
Заусенцы не допустимы.

Спецификация.cdw

Редуктор одноступенчатый
Заглушка сливного отверстия
Индикатор уровня масла
Манжета уплотнительная
Редуктор одноступенчатый цилиндрический

Пояснительная записка.doc

на тему: «Одноступенчатый цилиндрический редуктор»
специальность 10014000«Технология машиностроения»
Задание на проектирование 5
Глава 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6
1 Расчет зубчатых колес редуктора 7
2 Предварительный расчет 13
3 Конструктивные размеры шестерни и колеса 14
4 Конструктивные размеры корпуса редуктора 15
5 Расчет ременной передачи 16
Глава 2 Первый этап компоновки редуктора 19
3Проверка прочности шпоночных соединений 23
4Уточненный расчет валов 24
5Насадки зубчатого колеса шкива и подшипников 27
6Выбор сорта масла 28
Список используемой литературы 29
Развитие хозяйства тесно связано с ростом машиностроения ибо материальное могущество человека заключено в технике – машинах механизмах аппаратах и приборах выполняющих весьма разнообразную полезную работу. В настоящее время нет такой отрасли хозяйства в которой не использовались бы машины и механизмы в самых широких масштабах.
Технический уровень всех отраслей хозяйства тесно связаны и в значительной степени определяется уровень развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация в промышленности сельского хозяйства строительстве на транспорте в коммунальном хозяйстве. В решениях правительства постоянно уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкции современных машин. Указываются направления и требования которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность КПД) небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов.
Весьма различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует что одни и те же методы анализа расчета и проектирования находят применение казалось бы в далеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин общего назначения используются в приводах то они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод машин и механизма – система состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведение в движение рабочих органов машин.
Редуктор – это комплексная зубчатая передача состоящая из зубчатых колес валов осей подшипников корпуса и системы смазки. По большому счету редуктор используется для передачи мощности от электродвигателя к рабочим механизмам.
Редуктора рассматриваемого типа изготавливаются с прямозубыми кривозубыми и шевронными колесами. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения.
Корпус изготавливается чаще литым чугунным и реже стальным сварным.
Задание на проектирование.
Сконструировать одноступенчатый цилиндрический редуктор.
Мощность на ведомом валу редуктора P= 46 кВт
Число оборотов ведомого вала n = 100 обмин.
Глава 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Определим КПД привода (табл. 1.1)
где - КПД ременной передачи = 097;
- КПД пары подшипников = 099;
- КПД зубчатой передачи =097.
Определим требуемую мощность электродвигателя.
По табл. П5 по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОП2-42-6 P = 4 кВт n = 250 обмин.
Передаточное число привода.
Частные передаточные числа
Частоты вращения и угловые скорости валов обработана и шкивов ременной передачи
Н1 = Ндв= 250 обмин радсек.
1 Расчет зубчатых колес редуктора.
Выбираем материалы по средним механическими характеристиками.
-для шестерни – сталь 43 термообработка – улучшение твердость НВ200
Определяем вращающие моменты на валах:
- на валу ведущая шкива ременной передачи
на ведущем валу редуктора
На ведомом валу редуктора
Допустимые контактные напряжение
где - предел контактной выносливости
= 2НВ70 = 2200 + 70 = 470 Нмм2
- коэффициент долговечности = 10
межосевое расстояние из условия контактной выносливости
где - коэффициент нагрузки
- коэффициент ширины венца для шевронных передач
Нормальный модуль зацепления
Определяем суммарное число зубьев
для шевронных колес
где - угол наклона меньше зуба принимаем = 30о.
Определяем число зубьев шестерни колеса
Основные размеры шестерни и колеса диаметры длительные
Диаметр вершины зубьев
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес и степень точности передачи
Принимаем 8-ю степень прочности.
Коэффициент нагрузки
где - коэффициент учитывающий неравномерность по ширине венца
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
- динамический коэффициент =10
Проверяем контактные напряжения
Силы действующие в зацеплении
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.
где - коэффициент нагрузки
где коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев
- коэффициент динамичности
- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям зависящий от эквивалентности числа зубьев .
Определим допускаемое напряжение
для шестерни = 18230 = 415 Нмм2
для колеса = 18200 = 360 Нмм2
- коэффициент запаса прочности
- для наковок и штампов
Допускаемые напряжения
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса для которого найденное значение меньше.
Определяем коэффициент и
2 Предварительный расчет
Расчет переводим на кручение пониженным индукционным напряжениям.
мм (под подшипниками)
Шестерню выполним заодно с валом
3Конструктивные размеры шестерни и колеса.
dст = 16 dк2 = 1650 = 80 мм
4Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки
= 0025а + 1 = 0025140 + 1 = 45 мм принимаем = 5 мм
= 002а + 1 = 28 + 1 = 38 мм принимаем = 5 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Верхний пояс корпуса и пояс крышки
b = 15 = 15 5 = 75 мм принимаем b = 8 мм
b1 = 15 = 15 5 = 75 мм принимаем b = 8 мм
Р = 235=2355 = 118 мм принимаем Р = 12 мм
Принимаем болты с резьбой М16.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
Соединяющих крышку с корпусом
5Расчет ременной передачи.
P1 = 498 кВтn1 = 955 обмин
Диаметр меньшего шкива
Округляем до ближайшего большего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов. Д1 = 200 мм
Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения = 001.
Принимаем Д2 = 395 мм
Уточняем передаточное отношение:
обмин 1% от заданного
Определяем скорость ремня
Допускаемое полезное напряжение
где = 225 (табл. 5.4)
= 10 (для горизонтальных и наклонных передач)
Межосевое расстояние
а = 2(Д1 + Д2) = 2(200 + 395) = 1194 мм.
Принимаем а = 1200 мм
Угол обхвата на малом шкиве
(с учетом 2-х сменной работы)
Необходимая площадь поперечного сечения ремня
Подбираем размеры поперечного сечения прорезиненного ремня
Из условия следует что толщина ремня должна быть не больше
Число прокладок (без прослоек) больше 4.
Выбираем ремень типа В с тремя прокладками и толщиной =125·3= 375.
Принимаем b = 50 мм b= 1875 мм2.
Расчетная длина ремня
Число пробегов ремня в секунду.
Определяем силы действующие в передаче
Предварительное натяжение каждой ветви
Натяжение ведущей ветви
Натяжение ведомой нити
Проверяем окружное усилие
Глава 2 Первый этап компоновки редуктора
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 12
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колес до внутренней стенки корпуса
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки.
dn1 = 35 мм;dn2 = 45 мм.
Условное обозначение подшипника
Замером находим расстояние l на ведущем валу l1 = 65 мм и на ведомом валу l2 = 62 мм принимаем l1 = l2 = 65 мм.
P = 2598 Н Рr = 1092 Н давление на вал от ременной передачи Q = 623 Н.
Составляющие этой нагрузки
Rxp.n. = Ryp = Qsin450 = 623070Н = 441 Н.
Rxp.n(l3 + 2l1) + Rx12l2 – pl1 = 0
Rxp.n l3 + Pl1 – Rx22l1 = 0
Rxp.n + Rx1 + Rx2 = P441 + 485 + 1572 = 2598
Ryp.n(l3 + 2l1) – ly12l1 + Prlr = 0
Ryp.n l3 + Pr l1 + Ry22l1 = 0
Ryp.n + Pr = Rx1 + Rx2 441 + 1092 = 1258 + 275 = 1533
Выбираем подшипники более нагруженной опоре 2.
Р = 2598 НPr = 1092l2 = 65 мм
Эквивалентная нагрузка
PQ = (XVFr2 + YFa)KgKT
гдеХ – коэффициент радиальной нагрузки
Y – коэффициент осевой нагрузки
Так как осевая нагрузка отсутствует (Ра = 0) принимаем Х = 1:Y = 0
V – коэффициент учитывающий вращение колец при вращении внутреннего кольца V = 1
kT – температурный коэффициент
KT – коэффициент безопасности
Рэ = (111596 + 0)121 = 1915 Н
Расчет долговечности мин.об.
Расчетная долговечность
P = 2598 HPr = 1092 Hl2 = 65 мм.
РЭ = 11848121 = 1018 Н.
Расчетная долговечность миноб.
3Проверка прочности шпоночных соединений.
Размеры соединений шпонок и пазов и длины шпонок по ст. с эв. 189 – 75
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение снятия и условие прочности
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступицы
d = 30 ммb x h = 8 x 7 ммt1 = 4 мм
длина шпонки l = 40 мм момент на ведущем валу М2 = 712103 Нмм
Из двух шпонок на колесе и на выходном конце вала наиболее нагружена вторая менее диаметром вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки:
d = 40 ммb x h = 12 x 8 ммt1 = 4 ммl = 56 мм
4Уточненный расчет валов.
Расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности и для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями прочность соблюдается при .
Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал вала тот же что и для шестерни.
Сечении А-А концентрация напряжений обусловлена наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности.
где - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба
- коэффициент концентрации нормальных напряжений
- масштабный фактор для нормальных направлений
- коэффициент учитывающий влияние шероховатых поверхностей =095
- амплитуды цикла нормальных напряжений
где МU – изгибающий момент
МU = QV = 6238050103 Нмм
Wнетто – момент сопротивления
= 02 (для углеродистых сталей при )
= 0 так как отсутствует осевая нагрузка.
где = 058 - 1 =058254 = 147 Нмм2
Концентрация напряжения вызвана наличием шпоночной канавки на выходном конце вала. В этом сечении возникают только касательные напряжения.
5Насадки зубчатого колеса шкива и подшипников.
Насадка зубчатого колеса - .
Насадка шкива ременной передачи .
Щетки валов под подшипники с отклонением k6.
Отверстия в корпусе под наружные кольца подшипников – Н7.
Смазка зубчатого зацепления производятся окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса на 10 мм. Устанавливаем вязкость масла при скорости V = 138 мс рекомендуется вязкость 50 = 118 сСт. По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное U – 100А.
Подшипники смазываем пластичной смазкой которую закладываем при стяжке. Сорт смазки VT-1.
Список используемой литературы.
Гезенков П.Г. Детали машин. 2-е издание М. Высшая школа 1975
Детали машин А.Т. Батурин Г.М. Жукович Б.Б. Паныч и др. 6-е издание М. Машиностроение 1968
Детали машин. Атлас конструкций. Под пред. Д.Н. Машиностроение 1968
Дружинин Н.С. Выполнение чертежей по ЕСКД. М. Издательство стандартов 1975
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов изделий машин. М. Высшая школа 1978
Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Жукович В.А. Киселев С.А. Чернавский и др. 6-е издание М. Машиностроение 1970
Сборник задач и примеров расчета по курсу детали машин. Г.М. Жукович В.А. Киселев С.А. Чернавский и др. 4-е издание М. Машиностроение 1974
Чернилевский Д.В. Паныч Б.Б. Курсовое проектирование одноступенчатых редукторов. М. Высшая школа 1975