Назначение редуктора

 

Содержание

Введение………………………………………………………………………………………….2

 

 Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и  повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем проекте  произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

 

 

 

Задание

Тема проекта:

Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым цилиндрическим прямозубым редуктором по следующим  данным:

мощность двигателя                          Р_дв = 7,5 кВт;

число оборотов двигателя                n_дв = 2895 об/мин;

Передаточное число                            U=5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Кинематическая схема привода

 

Рис. 1-1-электродвигатель; 2-муфта; 3-редуктор.

2.Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Требуемая  мощность  электродвигателя [1, с.89], кВт

,

Так как нам известна требуемая мощность двигателя, найдём мощность на ведомом валу.

кВт

где  – общий КПД редуктора [1, с.89].

Здесь [6, с.96] – КПД одной закрытой цилиндрической зубчатой пары;

[6, с.96] – КПД одной пары  подшипников качения. 

– КПД муфты.

По величине мощности электродвигателя принимаем электродвигатель [3, с.334] 4А112М2УЗ мощностью 7,5 кВт, частотой вращения вала n₁=3000 об/мин.

Номинальная частота  вращения  вала этого двигателя  будет соответственно:

 n_ном = 2895 об/мин;

Передаточное число редуктора  определяется отношением номинальной  частоты вращения электродвигателя n₁ к частоте вращения ведомого вала при номинальной нагрузке:

 

Так как передаточное число U_р=5, то найдём n₂

Угловая скорость каждого из валов  редуктора, с^-1:

 

 

 

Мощность на валу:

Передаваемый момент:

Данные кинематического  расчета сведем в таблицу 2.1

таблица 2.1      

Валы	n об/мин	рад/с	Р Квт	Т, Н х м	u		d,мм
1	2895	303	7,5	24,75	5	1
2	579	60,6	7,2	118,8		0,96

 

3.Расчет прямозубой  цилиндрической передачи

3.1 Выбор материалов зубчатых  колес и термической обработки

Желая получить сравнительно не большие габариты и низкую стоимость  редуктора выбираем для изготовления колеса сталь40 и шестерни сталь 45.

Материал - Сталь 45                             Материал - Сталь 40

           Шестерня      Колесо

б_В =  380  МПа     б_В = 340 МПа

б_Т = 600 МПа     б_Т =700 МПа

    Н_НВ = 180                                                Н_НВ = 154

Для Шестерни: Термообработка нормализация (850…870°С)

Для колеса: нормализация (850…870°С)

3.2Допускаемые контактные напряжения зубьев

 

 Определяем  допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в  прямозубой цилиндрической передаче по формуле 2.1  /1/:

       (3.1)

 - предел выносливости контактной поверхности зубьев

Где - коэффициент долговечности.

       - коэффициент безопасности шестерни .

Для шестерни таблица 8.9 /2/

Твердость зубьев на поверхности 180-350HВ;

Для колеса

б_Н0=2НВ+70=2∙154+70=378МПа; S_H=1,1.

Для шестерни

б_Н0=2НВ+70=2∙180+70=430МПа; S_H=1,1.

МПа

МПа

В данном случае берем  наименьшую

3.3Определяем межосевое расстояние  колес

Определяем межосевое  расстояние по формуле 8.13 /2/

                            

                                        (3.2)

где приведенный модуль упругости;

= 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂ =118,8Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния таблице 8.4 /2/    = 0,25.

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому  расстоянию;

- коэффициент ширины к диаметру;

По рисунку 8.15 /2/ для V схемы редуктора смотри затем подставив в формулу (3.2) получим

Принимаем стандартное  значение межосевого расстояния /2/  а=165 мм.  Ширина:

3.4Определение модуля передачи

По таблице 8.5 стр,137 /2/ выбираем мм.

По таблице 8.1 стр. 116 /2/  выбираем m=2,75 мм.

3.5Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Принимаем      z₁=20,  z₂=100

Уточняем 

.

3.6Определение основных геометрических размеров  
шестерни и колеса

Определение делительных диаметров

Шестерни:     

Колеса:   

Определяем  диаметры вершин зубьев

Шестерни:

Колеса:

Определяем  диаметры впадин

Шестерня:

Колесо:

Определяем  ширину венца шестерни и колеса

Ширина шестерни:

Проверяем величину межосевого расстояния

      Параметры прямозубого цилиндрического зацепления              таблица 3.1

Параметры зацепления			Числовые значения
Модуль, m			2,75
Межосевое расстояние, а			165
Шестерня		Колесо
Геометрические параметры	Числовые значения	Геометрические параметры		Числовые значения
Число зубьев, z1	20	Число зубьев, z2		100
Ширина венца, в1	66	Ширина венца, в2		70
Делительный диаметр, d1	55	Делительный диаметр, d2		275
Диаметр вершин зубьев, da1	60	Диаметр вершин зубьев, da2		280
Диаметр впадин зубьев, df1	48	Диаметр впадин зубьев, df2		268

3.7Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям

Определяем  коэффициент расчетной нагрузки

8.4 /2/

Ранее было найдено: К_нβ =1,04

Для того, чтобы найти  коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К_нv необходимо определить окружную скорость ведомого вала:

Учитывая, что V = 8,33 м/с, было найдено выше по табл. 8.2  /2/ назначаем 7^ую степень точности.

Далее по таблице 8.3 /2/ находим К_нv = 1,25

К_н = 1,04 ∙1,25 = 1,3

Определяем  расчетные контактные напряжения

по формуле 8.29 стр.149 /2/

 

                           

где - коэффициент повышения нагрузки. по формуле 8.28  стр.149 /2/                           

-  коэффициент неравномерной  нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки;

- угол зацепления;

;

           По таблице 8.7 /2/

Тогда

  /2/ стр.142 подставив в формулу  3.2 получим

Уточняем ширину колеса

Принимаем 

Полученные результаты будем использовать при разработке конструкции валов.

4.Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений

Сравниваем  расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:

Определяем недогрузку передачи:

 

Условие выполнено.

5.Проектный расчет валов

5.1Ведущий вал

Проверяю диаметр быстроходного  вала по крутящему моменту:

принимаю диаметр  ведущего вала d = 22мм.

Диаметр вала под подшипник d_п = d + 2t = 22 + 2 х 3 = 28 мм

где t =3 Принимаю d_п = 30 мм

Диаметр буртика под  подшипник

d_бп = d_п +3,2r = 30 + 3,2 х 2= 37мм

где r = 2

По ряду нормальных линейных размеров принимаю d_бп = 40 мм

Рис.5.1 - Эскиз ведущего вала – шестерни

5.2Ведомый вал

Ведомый вал редуктора  передает крутящий момент Т₂ =118,8 Нм.

Разрабатываю  конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваю его размеры.

Диаметр выходного конца  ведомого вала:

Принимаю  =28 мм

Диаметр вала под подшипник:

d_п2 = d_2вых + 2t = 28 + 2 х 3 = 34 мм

t = 3 

Принимаю d_п2 = 35 мм

Диаметр буртика под  подшипник

d_бп2 = d_п2 + 3,2r = 35 + 3,2 х 2,5 = 40мм

где r = 2,5 

Принимаю d_бп2 = 40 мм.

Диаметр вала под колесо: d_k ≥ d_бп2 ≥ 40 мм

Принимаю d_k = 40 мм

Диаметр буртика под  колесо

d_бк = d_к + 3f =40 + 3 х 1,6 = 45 мм

где f = 1,6 

По ряду нормальных линейных размеров принимаю d_бк = 45 мм

Рис.5.2 - Эскиз ведомого вала

6.Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1Определение конструктивных размеров цилиндрического прямозубого колеса

Принимаю длину ступицы  колеса:

                   I_cm = в_w = 66 мм

Определяю диаметр ступицы:

                   мм   

По ряду нормальных линейных размеров принимаю d_ст.к. =72 мм

Определяю толщину обода  зубчатого венца:

S = 2,5m + 2 = 2,5 х 2,75 + 2 = 9 мм    

Определяю фаски на торцах зубчатого венца:

f = (0,6…0,7) m = (0,6…0,7) 2,75 = 1,65…1,925 мм (15.3)

Принимаю f = 2 мм. На прямозубых колесах фаску выполняю под углом α_ф = 45˚.

Определяю толщину диска:

с = (0,35…0,4) х в = (0,35…0,4) х 66 = 22…26 мм  

Принимаю с = 22 мм.

Радиус закруглений R ≥ 6 мм. Принимаю R = 6 мм.

6.2Выбор подшипников

Для прямозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный  шариковый однородный подшипник.

Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)

       –  для быстроходного вала № 306  b=19 мм;

       –   для тихоходного вала № 207  b=21 мм.

Схема установки –  враспор.

6.3Подбор и проверка шпонок

По ГОСТ 23360-78 подбираю призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

Диаметр вала под колесо d_к = 40 мм;

Длина ступицы колеса l_стк = 66 мм;

Выбираю шпонку в х h x l = 12 х 8 х 50

Диаметр вала на выходной конец тихоходного вала d = 28 мм;

Выбираю шпонку в х h x l = 8х 7х 36

Подбираю шпонку под шестерню d_ш = 40 мм

Выбираю шпонку в х h х I = 10 x 8 x40

Диаметр вала на входной  конец быстроходного вала d = 28 мм;

Выбираю шпонку в х h х I = 6 x 6 x 28

6.4Расчет усилий в зацеплениях

Расчет усилий в зацеплении закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

F_r2= F_t2 x tg α = F_t2 x tg20° = 864 x 0,36397 = 314H       

7.Выбор расчетной схемы вала. Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Расчетная схема ведомого вала приведена на стр.12

7.1Определение реакций в опорах

Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия

В вертикальной плоскости

F_r2 х I₁ + R_Y (I₁ + I₂) = 0

Отсюда реакция опоры  Д в вертикальной плоскости

R_Y(l₁+l₂) - F_r2l₂  = 0

Проверка:

157 - 314 + 157 = 0

В горизонтальной плоскости:

F_t2 I₁ + R_X1 (I₁ + I₂) = 0

-R_X2 (l₁+l₂) - F_t2l₂  = 0

Проверка:

432 - 864 + 432 =0

ВЫВОД: Реакции в опорах определены, верно.

7.2Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюры изгибающих моментов строят в двух плоскостях.

Горизонтальная плоскость:

Момент под колесом:

М_игк = R_X х l₁ = 864 х 40 = 34560 Н*мм

Вертикальная плоскость:

Момент под колесом:

М_ивк = R_Y х l₁ = 314 х 40= 12560 Н*мм

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Рис.7.1 

ВЫВОД: Наиболее опасным является сечение под колесом.

8.Расчет элементов корпуса

Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.

Для соединения нижней, верхней  частей корпуса и крышки редуктора  по всему контуру разъема выполнены  специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.

К корпусным деталям  относятся прежде всего корпус и  крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.

Корпус и крышка редуктора  обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья  или методом сварки (при единичном  или мелкосерийном производстве).

9.СМАЗКА РЕДУКТОРА

В настоящее время  в машиностроении широко применяют 

картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.

9.1Выбор сорта смазки

Выбор смазочного материала  основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла  следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости  от контактного напряжения и окружности скорости колес.

Окружная скорость колес  ведомого вала у нас определена ранее:  V₂ = 8,33 м/сек. Контактное напряжение определена  [ _н] = 343МПа.

Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 [3]  выбираем масло И-Г-А-68.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

2m ≤ h_M ≤ 0,25d₂

2m ≤ h_M ≤ 0,25 х 275 = 68 мм

5,5мм≤ h_M ≤68мм

Наименьшую глубину  принято считать равной 2 модулям  зацепления.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Учитывая, что окружная скорость невысока, примем значение h_м = 6 мм.

Теперь  определим уровень масла от дна  корпуса редуктора:

h = в₀ + h_м =36 + 6 = 42 мм

в₀ – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса

в₀ ≥ 6 х m ≥ 6 х 4,5 ≥ 27 мм

примем в₀ = 36 мм.

Объем масляной ванны

(L- ) x (B- ) x h = (241,8-7) x (132,2-7) x 42 = 1234672,3 мм³            

Объем масляной ванны  составил ≈ 1,2 л.

Способ  контроля уровня смазки зубчатых колес

Для контроля уровня масла  в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель.

Также в нижней части  корпуса редуктора предусмотрено  отверстие с пробкой для слива  отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

9.2ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ

Подшипники смазывают  тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в  ответственных изделиях.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются  брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники. Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной.

10.СБОРКА УЗЛА ВЕДОМОГО ВАЛА

Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем  порядке:

1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;
2. установка цилиндрического колеса;
3. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;
4. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;
5. установка и крепление верхнего корпуса;
6. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);
7. установка шпонки в паз на выходной конец вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

В данном курсовом проекте  был спроектирован редуктор цилиндрический одноступенчатый с передаточным числом u = 5.

Расчетами были определены: кинематическая схема машинного  агрегата, выбран двигатель, произведен кинематический расчет двигателя, выбор материалов зубчатых передач, определение допускаемых напряжений, нагрузки валов редуктора. Произведен проектный расчет валов, эскизная компоновка редуктора, проверочный расчет подшипников, основные геометрические передачи, проверочные расчеты.

Проверка расчётных  параметров редуктора была проведена  в программе “Редуктор 2.3”

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список использованной литературы

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.- М.: Высш. шк., 1991. - 432 с: ил. ISBN 506-001514-9
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование – М.: Машиностроение 2004 г. – 560 с.
3. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 .с
4. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х  томах. Том 3 - М.: Машиностроение, 1991. - 398 с.
5. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х  томах. Том 1 - М.: Машиностроение, 1991. - 483 с.