Проектирование одноступенчатого редуктора. 2

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ  РАБОТА ПО МЕХАНИКЕ

 

Проектирование  одноступенчатого  редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

УФА 2012г.

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

Реферат            4

Введение            5                                                       

1 Кинематический и энергетический  расчет привода   6

2 Расчет косозубой  цилиндрической зубчатой передачи   8                                                                 

3 Расчет цепной передачи         14

4 Проверочный расчет вала        17                                      

5 Расчет подшипников         22

6 Подбор и расчет шпонок        27

7 Расчет элементов корпуса        28

8 Смазка редуктора          29

9 Выбор способа и типа смазки  подшипников     31     

10 Сборка узлов ведомого вала       32                          

Библиографический список        33

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

РЕФЕРАТ

Курсовая работа по механике посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя  к ленточному транспортеру.

Графическая часть включает сборочный чертеж редуктора 1 лист формата А1, рабочий чертеж выходного вала редуктора А3, рабочий чертеж колеса выходного вала редуктора А3.

В ходе выполнения курсовой работы использовались материалы многих технических дисциплин: инженерная графика, теоретическая  механика, сопротивление материалов, допуски-посадки и технические измерения, детали машин, материалы многих справочников и стандартов. Выполнение курсовой работы являлось важным этапом  в получении  практических навыков самостоятельного решения сложных инженерно – технических задач.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 ВЫБОР  ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ

РАСЧЕТ ПРИВОДА

 

1. Вычисляем мощность на влах

, где  - КПД цепной передачи

, где  -КПД муфты

 

2. Выбираем электродвигатель

 

   серия 4А100L4/1430

   асинхронная частота вращения  об/мин.

   мощность  кВт

1.3 Определяем  общее передаточное отношения  привода

Разбиваем передаточное число привода по ступеням:

Принимаем

          

1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов

 

 мин^-1,

   мин^-1

  мин^-1

 с^-1

 с^-1

 с^-1

1.5 Крутящие моменты на валах.

 

 Нм,

 Нм,

 Нм.

1.6 Проектный расчет валов.

 

Первый  вал соединяется муфтой с валом  электродвигателя. Его диаметр может  быть в пределах:

d_I = (0,8…1,2) d_в ,  где d_в = 28 мм – диаметр вала электродвигателя;

d_I = (0,8…1,2) * 28 = 22,4…33,6 мм.

      Полученные результаты будем использовать при разработке конструкции валов и введем в свободную таблицу

Таблица 1.1

№ вала	Р, кВт	n,мин-1	ω, с-1	Т, Нм
1	3,47	1430	149,75	24,8
2	3,34	357,5	37,44	93,77
3	3,3	115	12,04	247,1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.1 Выбираем материал шестерни и колеса

Зубчатое  колесо	Материал  стали	Термическая обработка	Твердость НВ, МПа	, МПа	, МПа
Шестерня Колесо	сталь 45 сталь 40	улучшение улучшение	241…285НВ 192…228НВ	850 МПа 700 МПа	580 МПа 400 МПа

2.2 Вычисляем допустимые  контактные напряжения 

Определяем  допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/

-предел контактной прочности  при базовом числе циклов напряжения.

- коэффициент долговечности. 

- коэффициент безопасности.

=2HB+70;

>1<2,4

где   -базовое число узлов напряжений

-эквивалентное число циклов  напряжений

В свою очередь ,

где -коэффициент режима нагрузки;

  -расчетное число циклов напряжений;

 

где  с-число  колес, находящихся в зацеплении рассчитываемым

n-частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1

t-срок службы редуктора в часах

Эквивалентное число циклов напряжений

; (рис. 8.40, /2/)

Так как  и , следовательно, .

Шестерня:

s_HO1 = 2 (241…285) + 70 = 552…640 МПа,

Принимаем

Колесо:

s_HO2 = 2 (192…228) + 70 = 454…526 МПа,

Принимаем

Так как передача косозубая

 

2.3 Вычисляем допустимые напряжения изгиба зубьев

где - базовый предел выносливости зубьев

-коэффициент безопасности

-коэффициент, учитывающий влияние  двустороннего приложения нагрузки

-коэффициент долговечности

Принимаем s_FO = 1,8 НВ, S_F = 1,75 (табл. 8.9, /2/).

-передач нереверсивная

;

Так как  и , следовательно,

Шестерня:

s_FO1 = 1,8 (241…285) = 434…513 МПа,

Колесо:

s_FO2 = 1,8 (192…228) + 70 = 346…410 МПа,

 

Принимаем ;

2.4 Проектный расчет передачи

Определяем  межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

где   u=4

Е_пр - приведенный модуль упругости;

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂=T_II=93,77 Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); 

 = 0,3.

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому  расстоянию;

-коэффициент ширины к диаметру;

По  рисунку 8.15 /2/ находим:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=100мм.

Ориентированное значение делительного диаметра шестерни

Ширина  венца колеса определяем по формуле 

Ширина  венца  шестерни

 

Модуль  передачи:

По  таблице 8.5/2/ выбираем мм.

По  таблице 8.1/2/ выбираем m=2 мм.

Известно, что для некорригированных зубчатых колес

Отсюда 

Предварительно  принимаем угол наклона зубьев β=12⁰

 

Принимаем:

Число зубьев:

Принимаем z₁=19

Суммарное число  зубьев:

Принимаем . Тогда

Уточняем передаточное число:

Погрешность несущественная(<3)

Вычисляем угол наклона  зубьев:

,

 Диаметры колес:

    d_а1 = d₁ + 2m =39+2∙2=43мм

             d_а2 = d₂ + 2m =162+2∙2=166мм.

             d_f1 = d₁–2,5m=38-2,5∙2=32мм

             d_f2 = d₂–2,5m=162-2,5∙2=157мм.

 

2.5 Проверочный  расчет поверхностей зубьев передачи на контактную прочность

    

По  формуле 8.29/2/

 

где - коэффициент повышения нагрузки.

По формуле 8.28/2/

-  коэффициент неравномерной  нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки;

- угол зацепления;

;

         

По  таблице 8.2/2/ назначаем степень точности – 9 степень.

По таблице 8.3/2/ принимаем 

По таблице 8.7/2/ 

МПа

=459,34МПа < 500МПа= . Следовательно, контактная прочность зубьев обеспечена.

2.6 Проверочный  расчет передачи по напряжениям  изгиба.

-коэффициент формы зуба

-окружная сила передачи

-коэффициент расчетной нагрузи

- коэффициент повышения прочности.

Вычисляем силы, действующие на зацеплении:

-

-

-

,

где - коэффициент торцевого перекрытия;

=1,35-коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев (табл. 8.7 /2/);

 

 

 

Вычисляем приведенные  числа зубьев:

По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем  коэффициент формы зуба Y_F

     

Находим соотношения 

Проверку  прочности ведем по колесу.

 

,следовательно, прочность зубьев на изгиб обеспечена

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет цепной передачи

3.1 Выбираем число зубьев малой звездочки

Z₁ =25 (c. 286, /2/).

3.2 Вычисляем  число зубьев большой звездочки  

Z₂ = Z₁ ·U =25*3,12=78

3.3 Выбираем  максимально возможный шаг цепи  при данных оборотах малой  звёздочки n₁ =1430 мин^-1

3.4 Оцениваем  максимально возможную скорость  движения цепи 

 

3.5 Вычисляем  коэффициент эксплуатации передачи 

К_э= К_д К_а К_м К_рек К_с К_реж

где  К_д – коэффициент динамической нагрузки;

К_а – коэффициент межосевого расстояния;

К_м – коэффициент наклона передачи к горизонту;

К_рек – коэффициент регулировки цепи;

К_с – коэффициент смазки и загрязнения;

К_реж– коэффициент режима работы.

К_д =1,2; К_а =1; К_м =1; К_рек =1; К_с =1,3; К_реж =1 (табл. 13.2, 13.3,/2/)

К_с – коэффициент числа зубьев;

К_реж– коэффициент частоты вращения

К_э= 1,2*1*1*1*1,3*1*1,3=2,03

3.6 Вычисляем  расчетную мощность передачи

-коэффициент числа зубьев

- коэффициент частоты вращения

                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                 

3.7 Выбор цепи:

  Приводная роликовая однорядная  цепь 

ПР-19.05-32000 из ГОСТ 13568-75 с параметрами:  Р_ц=19,05 мм, d=5,96 мм, B=17,75 мм, [P_р ] =8,38 кВт (табл. 13.4,/2/).

3.8 Вычисляем  скорость движения цепи

3.9 Геометрические  параметры передачи

Предварительно  назначаем межосевое расстояние

а=40Р_ц =40 * 19,05=762 мм

Определяем  число звеньев цепи

Принимаем

Уточняем  межосевое расстояние

 

Для улучшения  работы передачи уменьшаем межосевое расстояние на

Принимаем

Окончательно 

Делительные диаметры окружностей звездочек

3.10 Вычисляем  полезную нагрузку цепи

3.11 Производим проверку износостойкости  шарниров цепи

                

Р -удельное давление в шарнире цепи

F_t - полезная нагрузка

В - ширина втулки цепи

d-диаметр валика цепи

[р] – допускаемое давление в шарнире цепи.

[р₀]- допускаемое давление в шарнире цепи при типовых условия передачи

; 

, следовательно, износостойкость  шарниров цепи обеспечена

 

 

4 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА

 

Принимается расчетная схема вала как шарнирно-неподвижная  и шарнирно-подвижная балка на двух опорах. Прикладываются все действующие  силы. Рассматривается действие сил  в вертикальной и горизонтальной плоскостях. В каждой плоскости определяются опорные реакции, строятся эпюры изгибающих моментов. Затем строится суммарная эпюра изгибающих моментов и эпюра крутящих моментов. По построенным эпюрам устанавливаются опасные сечения вала.

         

         

          

 

Рисунок 3.  К проверочному расчету выходного вала

Горизонтальная  плоскость:

:

:

Проверка

1432,556 – 1411 – 1233,316+ 1211,76 = 0.

Строим  эпюру изгибающих моментов :

-в  сечении С: 

-в сечении  В: 

 

 

 

Вертикальная  плоскость:

:

 

Проверка

-127,92 – 538 +665,92 = 0.

Строим  эпюру изгибающих моментов :

-в  сечении С слева: 

-в  сечении С справа:

Строим  суммарную эпюру изгибающих моментов :

 

-в  сечении С: 

-в  сечении В: 

Строим  эпюру крутящих моментов

Т = 122510  H*мм.

Из  построенных эпюр видно, что опасными являются сечения С и В.

Запас усталостной прочности в опасных  сечениях

s = ³ [s] = 1,5,

где  s_s = - запас сопротивления усталости только по изгибу;

s_t = - запас сопротивления усталости только по кручению.

 

 

В этих формулах:

s_-1 и t_-1 – пределы выносливости материала вала, МПа;

s_а  и t_а – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

s_m и t_m – постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;

y_s  и y_t - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

К_s  и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

К_d – масштабный фактор;

К_F – фактор шероховатости.

Назначаем материал вала:

Сталь 40, s_В = 700 МПа.

s_-1 = (0,4… 0,5) s_В = 280…350 МПа. Принимаем s_-1 = 300 МПа.

 t_-1 = (0,2… 0,3) s_В = 140…210 МПа. Принимаем t_-1 =  180 МПа.

Принимаем  y_s  = 0,1  и y_t = 0,05 (с. 264, /1/),  К_d = 0,65 (рис. 15.5, /1/) и    

К_F  = 0,92 (рис. 15.6, /1/).

Сечение С:

d = 45 мм,

М = 78988 Н*мм,

Т = 122510 Н*мм.

Подбираем шпонку , мм.

;

;

t_а =  t_m = 0,5 t_max = 3,625 МПа;

Принимаем  К_s = 1,7  и К_t = 1,4  (табл. 15.1, /1/).

s_t = ;

s = ³ [s] = 1,5.

Запас усталостной прочности в сечении  С обеспечен.

Сечение В:

d = 40 мм,

М = 72705,6 Н*мм,

Т = 122510 Н*мм.

;

; 

t_а =  t_m = 0,5 t_max = 4,8 МПа;

Принимаем  К_s = 2,4  и К_t = 1,8  (табл. 15.1, /1/).

 

 

Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

 

5.1 Расчет  подшипников выходного вала

На  опорах вала устанавливаем радиально-упорные  шариковые подшипники

№36206: d = 30 мм,  D = 62 мм, В = 16 мм, С = 38900 Н.

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

Реакции на опорах А и В:

Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника определяем          С = Р ,

где Р – эквивалентная нагрузка на опоре;

р = 3 для шарикоподшипников;

L – долговечность подшипника в миллионах оборотов;

а₁ =  1 – коэффициент надежности (с. 333, /1/);

а₂ = 0,7 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл.16.3, /1/).

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

 

Эквивалентная нагрузка

Р = (XVF_r + YF_a)К_бК_т;

где     F_r,  F_a – радиальная и осевая силы;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой сил;

 V = 1 – коэффициент вращения, зависящий от того, которое кольцо подшипника вращается;

К_б = 1– коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

   К_т  = 1 – температурный коэффициент.

,

, где  = 0,32 – параметр осевой нагрузки (табл. 16.4, /1/).

Опора А:

  

  

  

Опора В:

  

  

 

  

    5.2 Расчет подшипников входного вала

На  опорах вала устанавливаем радиально-упорные  шариковые подшипники

№36207: d = 35 мм,  D = 72 мм, В = 17 мм, С = 30800 Н, =17800 Н.

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

Реакции на опорах А и В:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4. К расчету подшипников входного вала

 

Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника определяем           С = Р ,

где    Р – эквивалентная нагрузка на опоре;

р = 3 для шарикоподшипников;

L – долговечность подшипника в миллионах оборотов;

а₁ =  1 – коэффициент надежности (с. 333, /1/);

а₂ = 0,7 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл.16.3, /1/).

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

Эквивалентная нагрузка

Р = (XVF_r + YF_a)К_бК_т;

где     F_r,  F_a – радиальная и осевая силы;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой сил;

 V = 1 – коэффициент вращения, зависящий от того, которое кольцо подшипника вращается;

К_б = 1– коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

   К_т  = 1 – температурный коэффициент.

,

, где  = 0,32 – параметр осевой нагрузки (табл. 16.4, /1/).

 

Опора А:

    

   

   

  

Опора В:

   

   

   

   

   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 ПОДБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК

 

6.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

Диаметр вала под колесо d_к = 32 мм;

Выбираем  шпонку в х h x l = 10 х 8 х 28.

6.1.1 Проверяем длину шпонки из  условия прочности на смятие

 

,

где    = 110 МПа -  допускаемое напряжение.

Условие прочности выполняется.

6.2 Подбираем  шпонку на выходной конец тихоходного  вала под звездочку 

Диаметр вала под звездочку d_ш = 25 мм

Выбираем  шпонку в х h х I =8 x 7 x 28

6.2.1 Проверяем длину шпонки из  условия прочности на смятие

 

,

где    = 110 МПа -  допускаемое напряжение.

Условие прочности выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7  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).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8 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.