Конструирование редуктора

 

Федеральное агентство по образованию

Министерство  образования и  науки

Российской  Федерации

ГОУ ВПО «Сарапульский  политехнический  институт (филиал)

Ижевского государственного технического университета»

Кафедра ТММСиИ 
 
 
 
 
 
 
 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ 

По дисциплине: Детали машин 

На тему: Конструирование редуктора 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

          Выполнила:                                                                  студентка гр.

                                                                                                 Кузнецова Е.В.  

          Проверил:                                                                    Хмурович Ф.Л. 
 
 
 
 
 
 

г. Сарапул

2011г. 
 

Содержание

   Введение                                                                                                           3

   Задание                                                                                                    4

1 Кинематический расчет                                                                                  5                          

2 Расчет прямозубой передачи                                                                         6  

3 Расчет червячной передачи                                                                             13

4 Расчет валов                                                                                                      21

5 Расчет шпоночных соединений                                                                       34

6 Выбор подшипников качения                                                                          35

7 Расчет элементов корпуса редуктора                                                            38

8 Выбор смазки                                                                                                    39

9 Расчет муфт                                                                                                     40

   Литература                                                                                                        42 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Введение

    Редукторами называются механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Уменьшение угловой скорости сопровождается увеличением вращающего момента на выходном валу.

    Редукторы условно делят по различным признакам. По типу передачи редукторы могут быть зубчатые с простыми передачами (цилиндрическими, коническими, червячными). Комбинированные редукторы—редукторы, сочетающие различные передачи: коническо-цилиндрические, зубчато-червячные, планетарно-волновые и т. п.

    В зависимости от числа пар звеньев  в зацеплении (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно-, двух- и трехступенчатыми.

    По  расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, соосными, пересекающимися и перекрещивающимися осями входного и выходного валов.

    Из  всего разнообразия редукторов наибольшее распространение получили простые цилиндрические двухступенчатые редукторы.

    В данной работе мы рассчитаем двухступенчатый  комбинированный редуктор. Первая быстроходная ступень – цилиндрическая, тихоходная – червячная. Введение цилиндрической пары дает возможность увеличить  передаточное отношение одноступенчатого червячного редуктора в 2-3 раза с целью повышения числа оборотов ведущего вала без значительного увеличения габаритов и веса редуктора или при одном и том же передаточном отношении увеличить число заходов червяка и повысить коэффициент полезного действия редуктора.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Привод  к винтовому домкрату 

      Момент  на выходном валу  Т₃= 2,1 кН

      Число оборотов выходного вала n₃ =12 об/мин

      Суточный  коэффициент использования Кс = 0,6

      Годовой коэффициент использования Kr = 0,3

      Срок  службы   10 лет 

      Схема привода:

        
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.Кинематический расчет 

    Частота вращения выходного вала редуктора 

               n₃ = 12 об/мин.

      Далее определяем двигатель:

  Мощность двигателя .

      Находим потери на обеих передачах U₁ = 1,5…2,5 (передаточное число на цилиндрической передаче).

η₁ = 0,96 – 0,9 – кпд для цилиндрической зубчатой передачи с U  до 4.

Выбираем:  η₁ = 0,96,  η₂ = 0,7.

Р₁ = 

= = 3,9 кВт;

      U₁ = 2;   U₂ = 40;

выбираем  для двигателя  Р₁ = 4 кВт,  n₁ = 965 об/мин.,

тип двигателя 4А132S6Y3. 

Диаметр на валу 24мм.

                Р₂ = = = 3,8 кВт;

               n₂ = = 482 об/мин.

Определим вращающие моменты на каждом валу:

              Т₃ = 9550 = 9550 = 2100 Н*м;

              Т₂ = = = 74,7 Н*м;

              Т₁ = = = 38,9 Н*м.

              n_3факт = =  = 12,06 об/мин.

              ∆n = 100 = - 0,44%. 
 

Полученные  результаты сводим в таблицу:

 
 

2 Расчет червячной передачи

2.1.1 Мощность на валу колеса:

Р₂ = Р₃ = 2,64 кВт.          

          2.1.2 Передаточное число:

U = 40.         

          2.1.3 Предварительно определим кпд:

η = 0,9(1 - ) = 0,9(1 - ) = 0,7.

          2.1.4 Мощность на входном валу:

Р₁ = Р₂ = 3,8 кВт.

          2.1.5  Предварительно определим скорость скольжения:

V_S = ;    n₁ = <n₂>;   T₂ = <T₃>;

V_S = = 2,6 м/с.

      2.2.1 Выбираем материал венца колеса в зависимости от V_S (стр. 236):

при V_S < 4 м/с выбирают более дешевую безоловянистую бронзу. Выбираем бронзу  БрА9Ж3Л.

      Отливка в песок со следующими механическими  параметрами:

σ_Т = 200 МПа;     σ_В = 400 МПа.

      2.2.2 Для червяка выбираем сталь 40Х с закалкой ТВЧ до твердости 45…48 HRC с последующим шлифованием.

2.3      Безоловянистая бронза (как более дешевый заменитель оловянистой бронзы) имеет выше механические характеристики, но несколько ниже антифрикционные свойства, поэтому безоловянистая бронза склонна к

заеданию. Чтобы исключить вероятность заедания, допускаемые контактные напряжения определяют в зависимости от V_S (стр. 242).

      C_V – коэффициент износа. Выбирается в зависимости от V_S (стр. 241):

C_V = 1,15.

[σ]_H = (300…275) – 25V_S;

[σ]_H = 275 – 25*2,6 = 210 МПа.

2.4       Проектный расчет по контактным напряжениям:

a_W = 610 .

К –  коэф. нагрузки, можно принять 1 - 1,3.  При небольшой V_S примем К = 1.

a_W = 610 = 164,9 мм,  по стандарту (стр. 229) принимаем:

a_W = 160 мм.

2.5.1 Z₁ выбирается в зависимости от передаточного числа:

Z₁ = 2.

      Число зубьев колеса из условий отсутствия подрезания должно быть не < 28.

Z₂ = 63.

      2.5.2 Предварительно определим коэффициент делительного диаметра червяка и осевой модуль:

q = 0,25* Z₂ = 0,25*63 = 15,75 мм;

m = = = 4,06 мм.

      Для того чтобы иметь минимальный  набор инструмента для нарезания  зубчатых колес стандартом регламентируется не только m и q, но и их сочетание.

      Выбираем  сочетание:

m = 4;  q = 16.

      2.5.3 Коэффициент смещения:

х = - 0,5 (Z₂ +q) = - 0,5 (63 + 16) = 0,5;

      х должен находиться в интервале ±1.

      q_w и q₁ – коэф. наименьшего диаметра червяка:

q_w = q + 2x = 16 + 2*0,5 = 17.

      2.5.4 Начальный диаметр червяка:

d_w1 = m (q + 2x);

      Начальный диаметр колеса равен делительному диаметру:

d_w2 = d₂ = m*z₂;

d_w1 = 4 (16 + 2*0,5) = 68 мм;

d_w2 = d₂ = 4*63 = 252 мм.

      2.5.5 Делительный диаметр червяка:

d₁ = m*q = 4*16 = 64 мм.

      2.5.6 Диаметр впадин червяка:

d_f1 = d₁ – 2,4m = 64 – 2,4*4 = 54,4 мм.

          Диаметр впадин колеса:

d_f2 = m(z₂ – 2,4) = 4(63 – 2,4) = 242,2 мм.

      2.5.7 Диаметр выступов колеса:

d_a2 = d₂ + (2 + 2x)*m = 252 + (2 + 2*0,5)*4 = 264мм.

          Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = m(q + 2) = 72 мм.

      2.5.8 Максимальный диаметр колеса:

d_am2 ≤ d_a2 + ;

d_am2 = 264 + = 270 мм;

          Диаметр чугунной ступицы:

D₀ = d_am2 – (10…14)m = 270 – 12*4 = 222 мм.

          Длина нарезной части  червяка, зависящая от числа витков, при       z₁ = 1…2:

b₁ = m(11 + 0,06z₂);

b₁ = 59 мм.

          Ширина венца червячного колеса при z₁ = 1…2:

b₂ = 0,75d_a1;

b₂ = 54 мм.

      2.5.9 Угол подъема винтовой линии на начальном диаметре червяка:

γ_w = arctg = arctg = 6,71°.

      2.5.10 Уточненная скорость скольжения:

V_S = ;

V_S = = 2,55 м/с.

      2.5.11 Уточняем допустимое напряжение:

[σ]_H = 275 – 25*2,55 = 211 МПа.

      2.5.12 Уточнение КПД:

η_ред = η_зац*η_n*η_д;

      η_д – кпд уплотнения;  η_n – кпд подшипника;

η_зац = ;

      φ – выбираем из табл. 11.2 стр. 236; при  V_S = 2,55 м/с φ = 2°;

η_зац = = 0,77;

      значение угла трения в табл. 11.2 даны с учетом потерь в подшипниках качения. Поэтому  η_n = 1.

η_д = 1 – (ψ_У + ψ_Н + ψ_В);

      ψ_У – потери на уплотнение; ψ_Н – потери на разбрызгивание масла;  ψ_В – потери на привод вентилятора;

      ψ_Н – зависит от межосевого расстояния и пропорционально частоте вращения:

      при a_W = 160 мм;  n₁ = 482 об/мин;

ψ_Н = 0,03 = 0,014;

      т. к. вентилятор отсутствует то ψ_В = 0;

        потери в уплотнении зависят  от межосевого расстояния и  практически не зависят от  частоты вращения. При a_W = 160 мм    ψ_У  = 0,056;

      η_д = 1 – (0,056 + 0,014) = 0,93; η_ред = 0,77*1*0,93 = 0,72.

      2.5.13 Моменты на валах и силы, действующие в зацеплении:

Т₁ = ;  F_t1 = ;    F_t2 = .

      Осевые  силы:

F_a1 = F_t2;    F_a2 = F_t1;

α_W = 20°;

F_r1 = F_r2 = F_t2tgα_W;

Т₁ = = 74,7 Н*м;

F_t1 = = 935 Н;   F_t2 = = 5727 Н;

F_a1 = 5727 Н;   F_a2 = 935 Н; 

F_r1 = F_r2 = 5727 * tg20 = 2084 Н.

2.6.1 Проверка контактной прочности:

σ_Н = ≤ [σ]_Н;

σ_Н = = 212 МПа;

∆σ_Н = = -0,5%.

      2.6.2 Прогиб тела червяка в среднем сечении:

Y = ≤ (0,005…0,008);

      L – расстояние м/у опорами червяка, который до получения точного размера по чертежу можно принять:

L = 0,9 d_am2;

      Е – модуль упругости:

Е = 2*10⁵ МПа;

      J – осевой момент инерции в сечении тела червяка по диаметру впадин:

J = 0,05d_f1⁴;

L = 0,9*270 = 243 мм;

J = 0,05*54,4⁴ = 4,38*10⁵ мм⁴;

Y = = 6,4*10^-5 мм;

(0,005…0,008)m = 0,02…0,032  т.е. есть запас по жесткости.

      2.6.3 Проверка изгибной прочности зуба колеса.

      Допускаемые циклические напряжения изгиба:

[σ]_F = (0,25* σ_T + 0,08σ_В) ;

N_FE = N = 60*12*21024 = 1,4*10⁷;

[σ]_F = (0,25*200 + 0,08*400) = 61,16 МПа.

      Определяем  рабочее напряжение на зуб колеса:

σ_F = ≤ [σ]_F;

      Y_F – коэф. формы зуба. Выбирается по (табл. 11,3 стр. 239) по эквивалентному числу зубьев:

Z_V2 = = = 64,3; Y_F = 1,5.

      Изгибное  напряжение:

σ_F = = 28,95 МПа.

      2.6.4 Проверка теплостойкости редуктора. Температура масла в картере редуктора:

t₀ – температура окружающей среды;

t_М = ≤ [t].

      Уточним значение мощности на валу червяка:

Р₁ = = = 3,8 кВт;

t₀ = 20° С;

      К_Т – коэф. теплоотдачи;

К_Т = 12…18 ;

К_Т = 16 ;

      А – поверхность теплоотдачи корпуса  редуктора. При ориентировочных  подсчетах:

А = 20*0,14^1,7 = 0,7 м²;

      Ψ – коэф. отвода тепла через раму или плиту:

Ψ = 0,2;

      [t] – допускаемая температура нагрева масла без потери его первоначального смазывающего свойства:

t_М = = 37° С. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     Таблица А

     Таблица B

     Таблица C

 

3  Расчет  прямозубой передачи

         3.1.1 Передаточное число:  U = = = 2.

         3.1.2 Крутящий момент на валу  шестерни:  Т₁ = 9550 = 38,8 Н*м.

         3.1.3 Фактический фронт времени: 

t = 365*T*24*Kr*Kc = 365*10*24*0,4*0,6 = 21024 час.

     3.2.1 Выбор материала:

             для шестерни -  40ХН;

             для колеса -  40Х.

      Для прямозубой передачи примем, как для  колеса, так и для шестерни термообработку – улучшение с разностью твердости 10НВ для обеспечения прирабатываемости. Тогда:

      шестерня  – НВ 270;

      колесо  – НВ 260.

      3.2.2 Допускаемое усталостное контактное  напряжение:

      [σ]_Н =

      где Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности для фрезерованных зубьев Z_R = 0,95;

             Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предположить, что окружная скорость V ≤ 5 м/с, тогда Z_V = 1;

             S_H – коэффициент запаса прочности. Для улучшенных колес

      S_H = 1,2;

             Z_N – коэффициент долговечности:

      Z_N =

      где  N_HG – базовое число циклов;     

        N_HE – эквивалентное число циклов.

      N_HG =

      шестерня -  N_HG1 = 1,97 * 10⁷   (270³);

      колесо - N_HG2 = 1,76 * 10⁷  (260³)

   N_HE = N_Σ * ;

     N_Σ = 60_*n_*t_* = 60*965*21024*0,25 = 2,25*10⁸;           

      N_HE1 = 2,25*10⁸*0,25 = 0,56*10⁸;

      N_HE2 =

= =0,28*10⁸.

      Z_N1 =

= 0,84  принимаем =1;