Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проектирование редуктора. 6

СОДЕРЖАНИЕ

Введение……………………………………………………………………………

Исходные данные……………………………………………………………...
Выбор электродвигателя………………………………………………………
Кинематический расчет двигателя……………………………………………
Силовой расчет двигателя……………………………………………………..
Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи………………………
Нагрузки валов и силовая схема нагружения валов редуктора…………….
Проектный расчет валов………………………………………………………
Конструирование зубчатых колес…………………………………………….
Конструирование корпуса и крышки цилиндрического редуктора………..
Эскизная компоновка редуктора……………………………………………..
Подбор механических муфт…………………………………………………..
Подбор шпонок и расчет их на прочность …………………………………..
Уточненный расчет валов……………………………………………………..
Выбор смазочного материала…………………………………………………
Вывод…………………………………………………………………………...

Список литературы ……………………………………………………………….

4
5

ВВЕДЕНИЕ

Сведения о редукторах:

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые, закрытые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройств, для охлаждения

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные).
по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.).

по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилинрические).

по относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).
по особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Цель работы: научится рассчитывать и конструировать одноступенчатый цилиндрический редуктор.

1.Исходные данные

Спроектировать механический привод рабочей машины (рис.1):

Мощность на валу рабочей машины = 2,3 КВт Частота вращения вала рабочей машины n= 195 об/мин
Схема № 1 (косозубая передача)

Условие работы привода: режим работы привода постоянный, нагрузка постоянная, срок службы неограничен т.е предназначен для длительной работы, передача не реверсивная, температура окружающего воздуха
от +10-30

Кинематическая схема редуктора

Рис. 1

1 – электродвигатель; 2 - муфта; 3 - редуктор; 4 - конвейер;

2.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2.1 Выбираем механический КПД всего привода

,где – КПД учитывающий потерю в муфте

– КПД учитывающий потери в закрытой цилиндрической передачи

– КПД учитывающий потерю подшипников качения в опорах барабана вала

2.2 Расчётная мощность электродвигателя на ведущем валу редуктора.

Номинальная мощность электродвигателя

Принимаем асинхронный двигатель серии АИР (1, стр.417, табл.24.9)

N= 1000 об/мин,
с учетом потерь двигателя равно 950

2.5 .Уточнённое передаточное число редуктора

По стандарту принимаем u=5

3.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ

Определяем число оборотов и условную скорость на каждом валу привода:

где u - передаточное отношение от первого до n-го вала.

Число оборотов на ведущем валу _{= 950} об/мин

- скорость на ведущем валу

Число оборотов на ведомом валу

- скорость на ведомом валу

4.СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Определяем на каждом валу двигателя номинальный вращающий момент без учета сил трения

Т - крутящий момент

Определяем вращающий момент на ведущем валу редуктора:

Определяем вращающий момент на ведомом валу:

5. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙПЕРЕДАЧИ

Передача закрытая, цилиндрическая косозубая.

5.1.Выбор материала, термообработка, твердость зубчатой пары, их механические свойства (приведены в таблице 1).

Таблица 1. Материал, термообработка, твердость и механические свойства.

Шестерня

Колесо

Материал

Термообработка

Твердость поверхности зубьев

Механические свойства

Сталь 45

Улучшение

НВ 230

s=780 МПа;

s=440 МПа

Сталь 45

Улучшение

НВ 200

s=690 МПа;

s=340 МПа

Сталь 45 выбираем, так как она дешевле, чем легированная, а производство

не является серийным, передача не нагружена.

5.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

где s - предел контактной выносливости (2, табл.3,2 стр.34)

для сталей с НВ > 350 s = 2НВ + 70

- коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации = 1

- коэффициент безопасности (1,стр.33)

= 1,15

Шестерня:
ss

Колесо:

Среднее допускаемое контактное напряжение (2, табл.3.10, стр.35)

sss= 391,3 МПа

Проверяем выполнения условия:

ss , где s= 408,7 МПа

Условие соблюдается

Проверочный расчет зубьев выносливость по напряжениям изгиба

ss (2; стр 43)

Где s - предел выносливости колеса (2;табл. 3,9; стр. 44)

s = 1,8 НВ при твердости НВ <350

– коэффициент запаса прочности зубчатых колес

(2;табл. 3,9; стр. 44)

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни: ss236,5 МПа

Для колеса: ss205,7 МПа

5.3 Расчёт межосевого расстояния.

Считаем межосевое расстояние

sy(2; стр.32)

,где для косозубых и шевронных передач;

=1,1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (2, табл. 3,1, стр. 32)

y – коэффициент ширины венца, для косозубых колес принимаем y(2, стр. 36)

по ГОСТ 2185 - 66, принимаем a_w=112 мм.

5.4 Геометрический расчет зубчатой передачи. Выбор типа передачи.

Принимаем тип передачи без смещения зуборезного инструмента относительно оси нарезаемого колеса - нормальное зацепление

Х-смещение Х=0

П - полюс зацепления Х=m×Х

m— модуль зацепления

Х=0 коэффициент смещения зуборезного инструмента

X=m×0=0 - величина смещения нормального зацепления

Минимальное количество зубьев нормального колеса, нарезаемого без смещения в цилиндрических косозубых передачах.

,где -угол наклона зуба к оси.

Определяем нормальный модуль зацепления:

принимаем по стандарту m = 2 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем предварительно угол наклона зубьев к оси колеса имеем

Шестерня:

Принимаем _{целое число, но большее} минимального

Колеса:

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Определяем фактическое передаточное число:

Отклонение должно быть меньше 4,5%

Основные геометрические размеры шестерни и колеса (см. рис 2)

Рис. 2 Размеры зацепления

5.5.1 Диаметр делительных окружностей:

проверка:

5.5.2 Диаметры вершин зубьев:

5.5.3 Диаметры впадин зубьев:

Для расчета принято эвольвентное нормальное зацепление без смещения с углом профиля зубьев α=20 стандартный угол.

5.5.4 Размеры зуба выражены в долях модуля:

- высота головки зуба

- высота ножки зуба

- высота зуба

ширина колеса:

ширина шестерни:

5.6. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи на контактную прочность рабочих поверхностей зуба.

Сила давления на зуб колеса:

F_n- вызывает 2 деформации:

Смятие поверхности зуба
Общий изгиб зуба

5.6.1 Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:

то назначаем 8 степень точности передачи, источник (2, стр. 32)

5.6.2 Определяем уточненный коэффициент нагрузки передачи:

,где

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (2, табл.34,стр. 39)

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса (2,табл.3.5, стр. 39)

– коэффициент динамической нагрузки
(2,табл.3.6,стр. 40)

Найденные данные подставляем в формулу, получаем результат:

5.6.3 Проверка прочности зубьев по контактному напряжению

ss – условие прочности зубьев по контактному напряжению

проверка:

sssss

Если расчетное напряжение s меньше допускаемого s в пределах 15-20% или s_Н большеs в пределах 5%; то ранее принятые параметры передачи принимаются за окончательные в противном случае необходим перерасчет.

5.7 Силы действующие в зацепление (см. рис 3)

Рис. 3 Силы зацепления

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Под действием этих сил валы испытывают сложную деформацию – изгиб с кручением.

5.8 Расчет закрытой цилиндрической передачи на прочность при изгибе

ss– условие прочности зубьев на изгиб

5.8.1 Коэффициент нагрузки при изгибе зубьев

_{,
где}

_{– коэффициент
неравномерности
распределения нагрузки
по ширине венца
колеса (}2,таб.3.7, стр. 43)

_–коэффициент динамической нагрузки (1,таб.3.8,стр. 43)

5.8.2 Коэффициент учитывающий форму зуба Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев

эквивалентное число зубьев:

у шестерни:

у колеса:

Выбор коэффициент формы зуба (2,стр. 42)

шестерни

колесо

5.8.3 Коэффициент компенсации погрешности:

5.8.4 Коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями:

, где

– коэффициент точности торцевого перекрытия

n=8 – степень точности

5.8.5 Проверка прочности зубьев на изгиб:

Шестерни :

ss условия соблюдены

Колесо:

ss условия соблюдены

Таблица 2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значения	Параметр	Значения
Межосевое расстояние a_w		Угол наклона зубьев,, град
Модуль зацепления m_n, мм		Диаметр делительной окружности, мм Шестерни d₁ Колеса d₂
Ширина зубчатого венца, мм Шестерни b₁ Колеса b₂		Диаметр окружности вершин, мм Шестерни d_a1 Колеса d_a2
Число зубьев Шестерни Колесе		Диаметр окружности впадин, мм Шестерни d_f1 Колеса d_f2
Тип передачи	Без смещения
Проверочный расчет		Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения , МПа		391.3
Напряжения изгиба, МПа		236.57
		205.7

Параметры	Единицы измерения	Обозначения	Численные значения
1	2	3	4
1.Мощность на ведущем валу	кВт	P₁
2.Вращающий момент номинальный на ведущего валу (быстроходный) на ведомом (тихоходном) валу	Нм Нм	T₁ T₂
3.Частота вращения валов ведущего ведомого	мин^-1 мин^-1	n₁ n₂	950
4.Межосевое расстояние	мм	a_w
5.Число зубьев шестерни колеса		z₁ z₂
6.Передаточное число( стандартное)		u
7.Модуль зацепления нормальный (стандартный )	мм	m_n	2
8.Тип передачи (вид зацепления)	Без смещения X=0
9.Тип передачи		Косозубая
10.Угол наклона зубьев к оси колеса	град	β
11.Направление наклона зубьев колеса шестерни	Правая Левая
12.Делительные диаметры колёса шестерни	мм мм	d₁ d₂
13.Степень точности передачи	8B
14.Ширина зубчатого венца шестерни колёса	мм мм	b₁ b₂	50 45
15.Сила действующая на зацепление окружность радиальная осевая	H H H	F_t1=F_t2 F_r1=F_r2 F_a1=F_a2

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ И СИЛОВАЯ СХЕМА НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Валы работают на сложное сопротивление изгиб, кручение.

Цель силовой схемы - определить направления действия сил в зацеплении, реакции опор валов, направление угловых скоростей.

Проектирование ведется в два этапа:

Предварительный расчет вала на кручение, проектный расчет
Уточненный расчет (окончательный)

7.ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Конструирование валов:

Проектирование валов производим в два этапа:

Предварительный (приближенный) расчет вала на кручение, проектный расчет (подбор сечения).
Уточненный (окончательный) расчет валов на прочность, на совместное действие изгиба и кручение, проверочный расчет по коэффициенту запаса прочности.

7.1 Предварительный расчет валов на кручение

Цель расчета: Определить диаметр выходного конца вала. Остальные диаметры ступеней вала назначаются конструктивно.

Сечение вала

7.1.1Ведущий вал (см. рис.4)

Рис. 4 Ведущий вал

- условие прочности,

где - допускаемое напряжение на кручение для стали-40, 45, принимаем от 15 до 20 МПа

Определяем диаметр выходного конца вала:

,где: М_к=Т₁

Принимаем d_b1 = мм (3,таб.24.1,стр.410)

Диаметры остальных ступеней назначаем конструктивно
диаметр под уплотнение - d_у1

длина под уплотнение - l_у1

диаметр под подшипник - d_п

выбираем подшипник № (1,таб.24.10,стр.417)

7.1.2 Ведомый вал(см. рис.5)

Рис. 5 Ведомый вал

Имеет 4-е ступени под муфту, уплотнение, зубчатое колесо:

, принимаем d_b2 = 32 мм

Под подшипник:

,принимаем

выбираем подшипник №208 (1,таб.24.10,стр.417)

диаметр вала под колесо:

диаметр бурта

длина бурта

диаметры и длины валов будут уточнены в результате конструирования детали редуктора при его эскизной компоновки

8. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

8.1 Вал - шестерня изготавливается как единая деталь, если X 2.5
X – коэффициент смещения X = 0(1, стр. 234, рис.107 а) 8

8.2 Вал – колесо

Диаметр ступицы
Длина ступицы:
-толщина обода цилиндрических колес
=3= 6 мм– принимаем не менее 8мм

- толщина диска колес

Рис.6 Зубчатое колесо

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА И КРЫШКИ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

9.1 Корпус и крышка редуктора изготовлены литьем из СЧ; СЧ15
ГОСТ-1412-85

Толщина стенки корпуса редуктора:

принимаем 10мм

Толщина стенки крышки редуктора:

принимаем

9.2 Диаметры болтов для фланцев:

Таблица 3 Диаметры болтов

Межосевое расстояние	d₁ , мм	d₂, мм	d₃, мм	d₄, мм
	М14	М12	М10	М6

Принимаем диаметры болтов согласно (3,стр.219 )

d₁– диаметр болта для крепления корпуса с рамой.

d₂– диаметр болта для крепления крышки к корпусу в зоне подшипниковых узлов.

d₃– для соединения корпуса и крышки.

d₄– диаметр винта для крышки под отдушину.

10. ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА.

Поэскизной компоновки определяют расстояние между опорами вала, т.е. устанавливают длину валов, выбирают подшипники качения и типовые установки их на вал и корпус. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса:

Принимаем зазор от окружности колеса до внутренней стенки корпуса:

принимаем 10мм

Выход вала за корпус:

Выход тихоходного вала:

10.1 Предварительный выбор подшипников качения.

Предварительный выбор подшипника качения ГОСТ 8338-75

Таблица 4

Вал	Размеры.мм.
Вал	ГОСТ 8338-75	D	B	(градусы)	d
Ведущий	206	62	16	0	30
Ведомый	208	80	19	0	40

Определяем расстояние между середины подшипников и середины шестерни на ведущем валу :

Определяем расстояние между середины подшипников и середины колеса на ведомом валу :

10.2 Схема реакций опор ведущего вала

Дано:

10.2.1 Реакция опор ведущего вала
Горизонтальная координатная плоскость XCZ

Вертикальная координатная плоскость YCZ

Суммарные реакции:

, значит более нагруженная опора

10.3 Схема реакций опор ведомого вала

Дано:

10.3.1 Реакция опор ведомого вала

Горизонтальная координатная плоскость XAZ

Вертикальная координатная плоскость YAZ

Суммарные реакции:

, значит более нагруженная опора

10.3. Проверка долговечности подшипников

Выбираем подшипники качения по динамической загруженности при постоянном режиме нагружения.

10.3.1 Ведущий (быстроходный) вал. Подшипник выбираем по наиболее нагруженной опоре.

Динамическая грузоподъёмность .

Статическая грузоподъёмность

А) Коэффициенты характеризующие условие работы подшипников. К_Т = 1 (1, табл. 9.20, стр. 214)
К_Б-коэффициент безопасности К_Б=1 (1, табл. 9.19, стр. 214).
1) Коэффициент вращения, у=1 т.к. вращается внутри подшипника.

Б) Коэффициенты осевой и радиальной нагрузки X и Y определяется

отношением:

В) Эквивалентная нагрузка подшипника

Г) Расчётная долговечность подшипника

Условия прочности будет соблюдаться, в случае если долговечность подшипника больше, чем долговечность зубчатых редукторов, предусмотренная ГОСТом

10.3.2 Ведомый (тихоходный) вал. Подшипник выбираем по наиболее нагруженной опоре.

Динамическая грузоподъёмность .

Статическая грузоподъёмность

А) Коэффициенты характеризующие условие работы подшипников. К_Т = 1 (2, табл. 9.20, стр. 214)
К_Б-коэффициент безопасности К_Б=1 (2, табл. 9.19, стр. 214).
1) Коэффициент вращения, у=1 т.к. вращается внутри подшипника.

Б) Коэффициенты осевой и радиальной нагрузки X и Y определяется

отношением:

В) Эквивалентная нагрузка подшипника

Г) Расчётная долговечность подшипника

11. ПОДБОР МЕХАНИЧЕСКИХ МУФТ

11.1 Вращающие моменты передаваемые муфтами

11.2 Силовая схема работы муфт

- номинальный, наиболее длительно действующий момент Hм.

Основной характеристикой любой механической муфты является допускаемый вращающий момент [T] (2 таб. 11,4 стр. 274)

Стандартные муфты выбираются по диаметру вала и по величине расчетного момента

- проверочный расчёт
, где: K= 1,25…1,5 – коэффициент режима работы муфты при спокойной нагрузке.

По расчётным моментам выбираем муфту МУВП – втулочно-пальцевой муфта.

Таблица 5

Параметры	Ведущий вал	Ведомый вал
1.Тип муфты Ic цилиндрическими отверстиями под выходной вал.	МУВП	МУВП
2. Диаметры выходных концов валов	20	35
3. Допускаемый момент [T] Н*м	63	250
4. Длинна ступицы муфты	50	80
5. Материал полумуфт	Сталь 45	Сталь 45

12. ПОДБОР ШПОНОК И РАСЧЁТ ИХ НА ПРОЧНОСТЬ

Размер стандартных шпонок и пазов для них выбирают по критерию работоспособности - прочности на смятие(смотр.Рис. 6).

Проверка напряжений смятие:

Т- вращающий момент передаваемый валом, т.е. шпоночным соединением

d- Диаметр шпонки, мм

h – Высота шпонки, мм

b – Ширина шпонки, мм

- глубина паза вала, мм

– рабочая длинна шпонки, мм

У стандартных призматических шпонок размеры b и h подобраны так, чтобы ограничить напряжение смятия, а не среза, поэтому b и h сразу не допускают.

Рис. 6 Размеры шпонки

12.1 Подбор шпонки для соединения колеса с валом.

Для лучшей работы шпоночного соединения колесо на вал устанавливается с натягом.

Исходные данные:

– длина ступицы. Материал шпонки Сталь 45, нормализованная .
Тип шпонки- призматическая со скругленными торцами.