Курсовая редуктор

Записка.docx

1. ПОДГОТОВКА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ
1. Индивидуальное техническое задание на проектирование редуктора
Рис.1. Схемы двухступенчатых цилиндрических редукторов:
Соединительные муфты: 1- компенсирующая на быстроходном валу; 2 - компенсирующая на тихоходном валу;
Исходные параметры и режимы нагружения редуктора
2. Выбор электродвигателя
Формула для определения требуемой мощности электродвигателя
где Р – мощность электродвигателя кВт;
- общий КПД привода (включая редуктор и соединительные муфты на его внешних валах);
098 – КПД зацепления для двухступенчатого редуктора принимаем
099 – КПД пары подшипников качения для редукторов с тремя валами принимаем
099 – КПД соединительных компенсирующих муфт МЗ и МУВП принимаем
По каталогу выбираем короткозамкнутый асинхронный двигатель серии 4А 132М4мощностью Рэл=11кВт ≥ Р с номинальной частотой вращения nэл=1445обмин близкой к синхронной частоте 1500 обмин.
Угловая скорость электродвигателя
где nэл – номинальная частота вращения обмин.
3. Определение силовых и кинематических параметров редуктора
Общее передаточное число редуктора:
Принимаем стандартное 224
Передаточное число тихоходной ступени Uт выбирают в зависимости от общего передаточного числа редуктора Up по следующей разбивке (такой набор обеспечивает минимальную массу редуктора):
Передаточное число быстроходной ступени
Вращающие моменты на тихоходном Тт промежуточном Тп и быстроходном ТБ валах редуктора определяют по формулам:
Угловые скорости этих же валов редуктора (индексы Б П Т):
4. Выбор материала зубчатых колес
Рекомендуется использовать в обеих ступенях редуктора и для шестерни и для колеса объемную закалку или поверхностное упрочнение активной поверхности предварительно нарезанных зубьев с последующей финишной обработкой. Это способствует не только повышению работоспособности редуктора но и снижению массы и габаритов.
Основные механические характеристики материалов зубчатых колес выбирают по табл.2.
Механические характеристики сталей
Размер заготовки (диаметр
Термо-химическая обработка
Базовый предел выносливости
5. Учет режима работы и числа циклов
Ступенчато изменяющуюся за время нагрузку Ti (рис.2а) заменяют постоянной расчетной Трасч действующей за эквивалентное время (рис.2б). Пиковой нагрузкой Тпик развивающейся в течение весьма ограниченного времени при расчете на контактную и изгибную выносливость зубьев пренебрегают. Ступень длительно действующей наибольшей нагрузки приравнивают к заданной (режим работы и срок службы редуктора соответствует данным табл.1).
Находят эквивалентное число циклов перемены контактных (индекс H) или изгибных (индекс F) напряжений у колеса.
Для быстроходной ступени
Для тихоходной ступени
=029 и = 024– коэффициенты зависящие от режима (табл.3)(Тяжелый).
Рис.2. График нагрузки Т ступенчато изменяемой по времени:
а– переменная нагрузка; б– расчетная Трасч.
Относительные величины ступеней нагрузки и времени их действия коэффициенты
Режим работы и ступени нагрузки
Коэффициенты и учитывающие влияние числа циклов определяют по формулам:
где - базовые числа циклов принимают ;
6. Определение допускаемых напряжений
При изготовлении шестерни из цементуемых сталей допускаемые напряжения находят по материалу колеса.
Для контактных напряжений (12)
где - допускаемое контактное напряжение Нмм2;
- допускаемый коэффициент запаса по контактным напряжениям принимают при поверхностном упрочнении зубьев и при НВ350 и при объемной закалке;
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности зубьев принимают: при мкм (финишная обработка зубьев) при (чистовое зубонарезание);
- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости принимают: при и в проектировочных расчетах;
- коэффициент долговечности см. формулу (10).
Для напряжений изгиба
где - допускаемое напряжение изгиба ;
- допускаемый коэффициент запаса прочности при изгибе принимают ;
- коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки к зубу принимают: ;
- коэффициент долговечности см. формулу (11).
Результаты вычислений заносят в табл.4.
Результаты вычислений
Наименование единица измерения
Требуемая мощность электродвигателя кВт
Передаточное число редуктора
Передаточное число ступени:
Крутящие моменты на валах Н.м
Угловые скорости валов
Допускаемые напряжения
быстроходной ступени
РАСЧЕТ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ ДЛЯ ТИХОХОДНОЙ
И БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ
Быстроходную передачу применяем с косыми зубьями а тихоходную прямозубую.
По условию контактной прочности мм
где - для прямозубых колес;
- для косозубых колес в диапазоне ;
- вращающий момент на валу шестерни Нм (для тихоходной ступени для быстроходной ступени – );
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (рис.3) в зависимости от bd – выбранного коэффициента ширины колеса bw относительно диаметра шестерни bd =bwdw целесообразно выбирать
для тихоходной ступени принимаем - =128
– для быстроходной применяем =13
– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния ().
Быстроходная ступень
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного
(по СТ СЭВ 229-75) - 125мм
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного
(по СТ СЭВ 229-75) - 160мм
График для определения коэффициента для различных редукторов: 1– быстроходная ступень несоосного редуктора; 2– тихоходная ступень соосного редуктора;
РАСЧЕТ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
По условию изгибной прочности мм
m ≥(wF t [F])·YFY(15)
где - удельная окружная нагрузка .
Для предварительных расчетов
где - крутящий момент на валу шестерни Н.м (для тихоходной ступени
Т1=ТП для быстроходной ступени – Т1=ТБ);
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба ;
- коэффициент формы зуба предварительно принимают для колеса и для шестерни;
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев для прямозубых колес для косозубых .
Быстроходной ступени
Полученное значение модуля увеличивают до стандартного
Рис.3.1 График для определения коэффициента
РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ (Тихоходная передача )
Так как у нас получается дробным
округляем до целого а передачу выполняем со смещением.
Округлении проводим в меньшую сторону то смещение будет положительным . Положительное смещение предпочтительнее т.к. передача при этом обладает большей нагрузочной способностью.
Коэффициент суммы смещений
Разбивку выполняют в соответствии с рекомендациями табл.7.
Разбивка коэффициента суммы смещений прямозубых передач
Число зубьев шестерни
но не ниже = 12 и не выше 25 принимаем 22
число зубьев колеса = 106 – 22 = 84
делительный диаметр
диаметр окружности впадин зубьев
диаметр окружности вершин зубьев
рабочая ширина венца принимаем 65мм
РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ (БЕЗ СМЕЩЕНИЯ)(Быстроходная ступень)
Предварительное число зубьев:
где - нормальный модуль
Полученное значение округляют до ближайшего целого.
Точное значение угла наклона зубьев
для несоосного редуктора не выше 25 - принимаем 18
диаметры делительной и начальной окружностей
диаметры окружностей вершин зубьев
диаметры окружностей впадин зубьев
рабочая ширина венца колеса мм
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ТИХОХОДНОЙ И
БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ
Необходимое условие прочности:
где – коэффициент материала для стальных колес
– коэффициент геометрии
для прямозубых колес -
для косозубых колес – ;
– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
для прямозубых колес ;
– коэффициент торцового перекрытия
– угол профиля в вершине зубьев
Для прямозубой передачи
Для косозубой передачи:
– угол зацепления в торцовом сечении
для прямозубых колес
для косозубых колес ;
– удельная расчетная окружная нагрузка Нмм;
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями
для прямозубых колес
для косозубых – по графику (рис. 5) в зависимости от скорости
принимаем степени точности 8 106
– тот же что и в расчете по формуле
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении зависит от скорости и от степени точности (аналогично коэффициенту ) определяется по табл. 8.
принимаем степени точности 8 104
Для прямозубой передачи
Для косозубой передачи
БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА
Необходимое условие прочности:
где – удельная расчетная окружная нагрузка Нмм;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями
для косозубых – =118;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по табл. 9;
- коэффициент формы зуба по табл.10;
- коэффициент учитывающий угол наклона зубьев
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
Условие выполняется.
РАСЧЕТ СОСТАВЛЯЮЩИХ УСИЛИЙ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
Определение составляющих усилий в зацеплении требуется для дальнейших расчетов при проектировании корпуса подшипников и валов редуктора.
Для тихоходной ступени (прямозубой):
– радиальная сила Н.
Для быстроходной ступени (косозубой):
– радиальная сила Н;
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Подшипники выбирают по требуемой динамической грузоподъемности С и требуемому по условиям прочности диаметру вала а также учитывают условия нарезания шестерни габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.
1. Расчет нагрузок на подшипники
Радиальной нагрузкой на подшипник является реакция опоры вала от действия сил в зацеплении зубчатых колес редуктора а осевой – осевая составляющая силы в зацеплении косозубой пары.
Для определения реакций опор выполняют предварительную компоновку редуктора и составляют расчетные схемы каждого вала. На рис.9.1 показана предварительная компоновка двухступенчатого цилиндрического несоосного редуктора.
Рис.9.1 Предварительная компоновка цилиндрического двухступенчатого несоосного редуктора
Компоновку двухступенчатого несоосного редуктора выполняют в следующей последовательности: наносят межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступеней; контуры колес быстроходной и тихоходной ступеней с размерами и с зазором 3 5 мм между ними; на расстоянии и от торца быстроходного колеса проводят линии центров опор принимая и ; наносят контуры шестерен быстроходной и тихоходной ступеней с размерами выполнив их ширину больше на 4 6 мм для быстроходной и на 6 10 мм для тихоходной ступеней.
Для несоосного редуктора расстояние между опорами всех трех валов одинаково:
Максимальная нагрузка на опору быстроходного вала редуктора
Аналогично для опоры В.
Максимальная нагрузка на опору промежуточного вала
Максимальная нагрузка на опору тихоходного вала редуктора
Рис.9.2 Расчетные схемы валов несоосного редуктора
2. Определение диаметров валов
Наиболее нагруженными являются выходные концы быстроходного и тихоходного валов которые передают крутящие моменты и а также по требованиям к редукторам должны выдерживать консольную нагрузку создающую изгибающий момент равный половине крутящего. По условию прочности на изгиб и кручение:
При (для нереверсивного редуктора) и .
Допускаемое напряжение на изгиб для симметричного цикла
где – предел выносливости для симметричного цикла;
– требуемый коэффициент запаса прочности;
– коэффициент учитывающий размеры детали в опасном сечении;
– коэффициент учитывающий состояние поверхности;
– эффективный коэффициент концентрации для шпоночного паза.
Учитывая что и находятся в функциональной зависимости от ( - предел прочности) а - от и после сокращений и преобразований с достаточной степенью точности для любых марок сталей
где для быстроходного вала и для тихоходного вала.
поскольку вал присоединяется к электродвигателю через муфту
3 Выбор подшипников качения
Радиальная нагрузка на подшипник Н
Осевая нагрузка на подшипник Н
Коэффициент эквивалентной нагрузки
Эквивалентная нагрузка на подшипник Н
Частота вращения обмин
Долговечность подшипника ч
Ресурс подшипника млн.об.
Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника Н
Расчетный диаметр выходного конца вала мм
Диаметр окружностей впадин шестерни мм
Раздел 6 быстроходного вала и 5 -для тихоходного
Номер подшипника выбранный по dв С и при условии d2 d f1
Наружный диаметр подшипника мм проверка по условию awБ awБ ≥(DБ+Dп)2+5
- по формуле (14) для быстроходной ступени.
Окончательно выбранный подшипник.
Динамическая грузоподъемность Н
Статическая грузоподъемность Н
Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок
Посадочный диаметр подшипника мм
Стандартные диаметры выходных валов
Расчет посадки с натягом
1 Под колесом быстроходной ступени
Формула источник обоснование
Длина ступиц за вычетом фасок
Эскизная компоновка контура
Расчетный диаметр детали
Для сплошного колеса - диаметр впадин зубьев.
- с нагревом (H7s7 и H7u8)
Коэффициент запаса сцепления
Необходимое удельное давление в стыке
Модуль упругости материала
Требуемый минимальный натяг
Посадка по условию ei-ES
Отклонение отверстия
2 Под колесом тихоходной ступени
Для сплошного колеса - диаметр впадин зубьев для облегченного - диаметр ступицы.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. –
М.: Машиностроение 1992.
Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова. –
М.: Машиностроение 1979.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа 1998.
Иванов М.Н. Детали машин – М.: Высш. шк. 1998.
Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование – М.: Высшая школа 1975.
Решетов Д.Н. Детали машин – М.: Машиностроение 1989.
Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. В.Н. Кудрявцева – Л.: Машиностроение 1983.
Ачеркан Н.С. и др. Детали машин. Расчёт и конструирование: Справочник – М.: Машиностроение 1968.
Жуков К.П. Гуревич Ю.Е. Проектирование деталей и узлов машин.– М.: «Станкин» 1999.
Оформление курсового проекта. Методические указания к курсовому проекту по деталям машин.– СПб.: ПИМаш 2001.

АИР132М4.m3d

Полумуфта 1.m3d

Полумуфта 2.m3d

Палец.m3d

Резиновая втулка.m3d

Втулка.m3d

Фиксирующий винт.m3d

Фиксирующее кольцо.m3d

Гайка 10,6.m3d

Шайба 10.m3d

Швеллер ГОСТ 8240-97 без уклона полок_001_240615_095220.M3D

Швеллер ГОСТ 8240-97 без уклона полок_001_240615_095659.M3D

Швеллер ГОСТ 8240-97 без уклона полок_001_240615_104636.M3D

Швеллер ГОСТ 8240-97 без уклона полок_001_240615_104729.M3D

Швеллер ГОСТ 8240-97 без уклона полок_001_240615_105054.M3D

Швеллер ГОСТ 8240-97 без уклона полок_001_240615_105130.M3D

Корпус.m3d

крышка смотровая.m3d

пробка.m3d

Отдушина.m3d

Крышка корпуса.m3d

Крышка подшипника сквозная.m3d

Крышка подшипника глухая.m3d

Вал-шест.m3d

Шпонка.m3d

Крышка подшипника сквозная.m3d

Крышка подшипника глхая.m3d

вал.m3d

колесо.m3d

Шпонка.m3d

вал щестерня.m3d

колесо.m3d