Редуктор 1-ступенчатый цилиндрический

Титульный лист 

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ 

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Российский Государственный Университет Туризма  и Сервиса»

Волгоградский филиал 

Кафедра «Общетехнические дисциплины» 
 
 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА 
 
 

Тема _____________________________________________________________________________

______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Руководитель (фамилия, имя, отчество) ______________________________________________ 

Разработал студент (фамилия, имя, отчество) _________________________________________ 

_________курса________группы 
 
 
 
 

Волгоград 2010 
 

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ 

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Российский Государственный Университет Туризма и Сервиса»

Волгоградский филиал 

Кафедра «Общетехнические дисциплины» 

                                                                                                     Утверждаю

                       Зав. Кафедрой

________В.А.  Рыгин

«___»_________200__г. 
 
 

ЗАДАНИЕ

ПО КУРСОВОМУ  ПРОЕКТИРОВАНИЮ 

Студенту _________________________________________________________________________

      (фамилия,  имя, отчество)

Группы ________ 

Тема проекта______________________________________________________________________

______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 

Срок предъявления законченного проекта ______________________________________________ 

Исходные данные к проекту _________________________________________________________

____________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 

Содержание расчетно-пояснительной  записки __________________________________________

________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 

Перечень графического материала ____________________________________________________

________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 

Дата выдачи задания   «____» _____________________ 20__г. 

Руководитель  проекта _______________________________       ____________________________

             (подпись, дата)   (инициалы, фамилия) 
 
 
 
 
 

     Содержание  расчетно-пояснительной записки 
 

Титульный лист и лист с заданием на курсовой проект………………………………………1

Оглавление по содержанию расчетно-пояснительной записки.………………………………2

Введение с  обоснованием выбранной кинематической схемы привода……………………..3 

1. Выбор  электродвигателя, кинематический и  силовой расчет привода…………………...4
2. Расчет клиноременной передачи……………………………………………………………..6
3. Выбор материалов зубчатых колес…………………………………………………………...8
4. Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач на контактную выносливость и усталость при изгибе………………………………………………………..9
5. Определение геометрических размеров зубчатых колес передачи с последующей

проверкой прочности  зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба…….10

6. Предварительный расчет валов редуктора и эскизная компоновка  передачи……………14
7. Расчет валов редуктора на статическую прочность с учетом нагрузки

от ременной передачи…………………………………………………………………………15

8. Определение действительного коэффициента запаса прочности

тихоходного вала………………………………………………………………………………17

9. Подбор и расчет подшипников качения на долговечность…………………………………22
10. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора………………………………23
11. Проверочные расчеты шпоночных соединений……………………………………………..25
12. Выбор системы смазки, определение типа масла и его количества………………………..26

      ВВЕДЕНИЕ 

     Соединение  вала машины с валом электродвигателя напрямую возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вращения этих валов совпадают, например, в приводах центробежных насосов, компрессоров, вентиляторов и т.п. Для валов, имеющих различные скорости вращения, или когда они расположены под углом друг к другу, необходим привод, т.е. промежуточный механизм, служащий для согласования угловых скоростей двигателя (источника энергии) и рабочей машины.

     Для выбора оптимальной конструкции  привода надо учитывать множество факторов: энергетическую характеристику двигателя, условия эксплуатации, закон изменения нагрузки во времени, срок службы, расположение и габариты привода, требование техники безопасности, стоимость различных устройств привода и их монтаж, эксплуатационные расходы (в том числе и КПД) и удобство обслуживания.

     В механический привод могут входить  следующие устройства: цепные, ременные, фрикционные, зубчатые и зубчато-винтовые (червячные) передачи, различные соединительные муфты. Механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для понижения угловой скорости, называется редуктором. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении потока мощности, т.е. от быстроходного (входного) вала к тихоходному (выходному), и положением геометрических осей соединяемых валов в пространстве. Самым простым и наиболее распространенным редуктором является одноступенчатый с цилиндрическими зубчатыми колесами. Наряду с редуктором в состав привода часто включают ременную передачу клиновыми ремнями, при этом отпадает необходимость использования соединительной муфты. Именно такой привод предусмотрен настоящим техническим заданием. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      1. Выбор  электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. 

     Исходные  данные технического задания на курсовой проект: мощность на выходном валу привода (редуктора) Р₂ = 2,0 кВт, частота вращения этого вала n₂ = 110 об/мин, передаточное число редуктора u = 2,0, тип колес - прямозубые, расчетный срок службы привода L_h = 20000 час, характер нагрузки: близкая к постоянной, передача – реверсивная. 
 

1.1. Определение потребляемой мощности 

     Потребляемую  мощность электродвигателя определяют по формуле (1.1)

     где Р₂ = 2,0 кВт – мощность на выходном валу редуктора, h_общ – общий коэффициент полезного действия (КПД) привода, значение которого применительно к заданной конструктивной компоновке привода (см. рис. П.1.1)  определяем по формуле (1.2)

.

Рис.1.1. Кинематическая схема привода:

а –  электродвигатель; б – клиноременная

передача; в – редуктор цилиндрический

одноступенчатый;  0 – вал электродвигателя;

1 и 2 – ведущий и ведомый (выходной) валы

редуктора; z₁ и z₂ – числа зубьев колес

Рис.1.1

     Здесь (см. табл.1.1)  = 0,96 – КПД клиноременной передачи, h_пк = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения, = 0,975 – КПД зубчатой цилиндрической передачи, h_Г  » 1 – коэффициент, учитывающий потери при перемешивании масла.

     Затем необходимо определить диапазон частот вращения вала электродвигателя. Поскольку в состав привода входят клиноременная и зубчатая передачи, то его общее передаточное число определяется как

     Здесь и u = 2,0 – передаточное отношение и передаточное число ременной и зубчатой передач соответственно;  n_эл и n₂ = 110 об/мин – частоты вращения вала электродвигателя и выходного вала редуктора.

     В механических приводах рекомендуется (см. табл.1.1) принимать  = 2…4; поэтому частота вращения вала выбираемого электродвигателя должна находиться в диапазоне

      = 110∙2,0∙(2…4) = (440…880) об/мин. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.2. Выбор электродвигателя 

     По  каталогу (cм. табл. П.1) в соответствии с найденными значениями Р_эл.тр и выбираем электродвигатель асинхронный марки 4А112МА8УЗ мощностью Р_эл = 2,2 кВт (соблюдая условие ) с синхронной частотой вращения вала n_c = 750 об/мин, которая находится в требуемом диапазоне изменений . Данный электродвигатель характеризуется скольжением ротора S = 6,0 %,  имеет кратность пускового момента К_П  = 1,8 (т.е. отношение величин пускового момента Т_пуск к номинальному Т_ном ) и диаметр вала d_эл =   32 мм (см. табл. П.2); действительная частота вращения n_эл вала электродвигателя при номинальной нагрузке будет

     n_эл = n_с(1 – s/100) = 750(1 – 6,0/100) = 705 об/мин. 
 

     1.3. Кинематический и  силовой расчет  привода 

     Общее передаточное число привода определим  по формуле

     u_общ = n_эл / n_{2 =} 705/110 =6,41 ,

     поэтому передаточное отношение i_p проектируемой ременной передачи будет

     i_{p =} u_общ / u = 6,41/2,0 ≈ 3,2 .

     Далее определяем значения частот вращения (об/мин) и угловых скоростей (рад/с или с^-1) валов привода, мощностей (Вт) и вращающих моментов (Нм) на валах (i – номер вала), используя зависимости:

     при этом согласно кинематической схеме  привода:

     Данные, полученные расчетом для каждого  вала передачи, сводим в табл. П. 1.1. 
 
 
 

      Таблица П.1.1

      Значения  кинематических и силовых параметров привода 

      2. Расчет клиноременной  передачи 

     1.Вращающий  момент на ведущем валу Т_о = 29,4 Нм. 

     2. Расчет выполняем для клиновых  ремней нормального сечения. Для  передачи этого вращающего момента рекомендуется использовать (см. рис. П.1 и табл. П.4) клиновые ремни сечения типа А, имеющего размеры:   b_p = 11 мм,  h = 8 мм и А₁ = 81 мм². 

     3. Расчетный диаметр меньшего шкива

     Принимаем по ряду R_a20 (cм. табл. П.3) ближайшее к верхнему пределу стандартное значение D₁ = 112 мм, которое больше минимально допустимого D_1,min= 90 мм для выбранного сечения (см. табл. П.4). 

     4. Расчетный диаметр большего шкива.

     Примем  в предварительных расчетах значение коэффициента упругого скольжения ремня  ε = 0,015 (см. п. 2.3), тогда

     D₂ = D₁i_p (1 – ε) = 112·3,2(1 – 0,015) ≈ 353 мм

     В соответствии со стандартным рядом (см. табл.П.3) назначаем D₂=355 мм. 

     5. Фактическое передаточное отношение  передачи

     6. Оптимальное межосевое расстояние

     что больше минимального значения, равного

     7. Длина ремня

       мм.,

     где

     Принимаем стандартную длину ремня  L_p = 1400 мм (см. табл. П.4). 

     8. Уточняем межосевое расстояние

       мм 

     9.Угол  обхвата ремнем малого шкива

     что больше минимально допустимого  . 

     10. Частота пробегов ремня

     П  =  υ/L_p =  1,3/(1400·10^-3 ) = 0,9, где скорость ремня υ = 0,5 ω₁D₁ = 0,5·23·112·10^-3 = 1,3м/с.

     с^-1  < [П] = 10 с^-1, 
 
 
 
 

      11. Исходное полезное напряжение

     где K_i = 1,14 – 0,14 e^{2,43(1 – ip)} ≈ 1,14 при i_p = 3,22. 

     12.Допускаемое  полезное напряжение

       МПа,

     где ;

     C_p = 1 – 0,1K_p = 1 – 0,1×1 = 0,9 ,

     где по условию задачи при кратковременной  перегрузке в 100% (К_П  = 2) принято K_p = 1. 

     13. Окружная сила

F_t = 2T_о/D₁ = 2 ∙ 29,4∙10³/112 = 525 Н. 

     14. Необходимое число ремней

     С учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями в многоручьевой передаче (см. форм. 2.31) принимаем  C_z = 0,95, тогда число ремней будет

     z = z^΄/C_z = 2,29/0,95 = 2,41.

     Окончательно  принимаем 3 ремня А-1400 Ш ГОСТ 1284.1 – 80. 

     15. Рабочий коэффициент тяги

     где φ_Т,о = 0,67 – исходное значение коэффициента тяги.

     Силы, действующие в передаче:

   натяжение от центробежных сил

     где ρ = 1,25 г/см³ – плотность материала ремня;

     натяжение ветвей одного ремня

     где согласно ф.(2.23)          q  =  e^f’a1  =  ;

     предварительное натяжение одного ремня (с учетом центробежной силы)

     F_о = 0,5 (F₁ + F₂) + F_υ = 0,5(379 + 116) + 0,2 = 248 H. 

     17. Сила, действующая на вал

     F_p ≈ 2F_o z sin(α₁/2) = 2 ∙ 248∙ 3 ∙ sin(135 ⁰/2) ≈ 1400 H. 

     18. Далее, используя полученные данные  и эмпирические зависимости рис. П.3, рассчитываем геометрические размеры шкивов, по которым делаем эскиз, а затем и рабочий чертеж одного из шкивов согласно технического задания (см. пример на рис.П.4). 
 
 
 
 
 
 

3. Выбор материала зубчатых колес 

     Согласно  положениям п.3.4.2 настоящего пособия  применительно к редукторам, к  которым не предъявляются специальные  требования по ограничению массы, габаритных размеров, стоимости и пр., в качестве материала для прямозубых цилиндрических колес, назначаем относительно недорогуе и широко распространенную сталь марки 45.

     для колеса – поковка из стали 45, улучшенная до твердости НВ₂ = 200НВ и имеющая при любых размерах заготовки σ_Т  = 340 МПа и σ_в = 690 МПа;

     для шестерни – поковка из стали 45 диаметром до 90 мм, улучшенная до твердости НВ₁ = 230НВ и имеющая при этом  σ_Т  = 440 МПа и σ_в = 780 МПа. 

     При этом в соответствии с положениями  п.3.4.1. необходимая для нормальной работы зубчатой пары разность в уровнях средней твердости материалов шестерни и колеса обеспечивается: НВ₁ – НВ₂ = 230НВ – 200НВ = 30НВ > 20…50НВ. 

     Если  техническим заданием предусматривается  расчет прямозубых цилиндрических колес, то в качестве материала для них можно взять единую марку стали, например, сталь 45, при этом поковка для шестерни диаметром до 90 мм в состоянии улучшения будет иметь (см. табл. П.8) твердость НВ₁ = 230НВ,   σ_Т  = 440 МПа и σ_в = 780 МПа;  прочностные свойства заготовки для колеса можно оставить прежними. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4. Определение допускаемых  напряжений при  расчете зубчатых  передач на контактную выносливость и усталость при изгибе.

     Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную выносливость и усталость при изгибе определяются по формулам (3.1) и (3.3):

     где и – базовые пределы контактной выносливости поверхностей зубьев и выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба соответственно; и – коэффициенты долговечности и коэффициенты безопасности при расчете на контактную выносливость и усталость при изгибе соответственно; – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья: для реверсивных передач = 0,7…0,8, а для нереверсивных – = 1.

     Значения  указанных параметров и коэффициентов находим отдельно для выбранных материалов шестерни (с индексом 1) и колеса (с индексом 2), для чего используем зависимости, приведенные в табл. П.9:

     Поскольку проектируемая передача – реверсивная, с повышенным ресурсом эксплуатации (L_h = 20000 час) и средняя твердость материала колес не превышает 350НВ, принимаем:

      , , = 0,75. 

Тогда:

     Рассчитываемая  зубчатая передача является прямозубой, поэтому в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимаем

     при этом условие  соблюдается: 427 < 454 < 1,25∙427.

     Результаты  всех вычислений для прямозубых колес заносим табл.П.4.1.

     Таблица П.4.1

Значения  параметров, используемых при расчете  допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Прямозубая  цилиндрическая передача

5. Определение геометрических размеров зубчатых колес  передачи с последующей проверкой прочности зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

Исходными данными для расчета зубчатой передачи являются: вращающий момент на тихоходном валу = 173,9 Нм, частота вращения этого вала = 110 об/мин, передаточное число u = 2,0, тип колес – прямозубые, расчетный срок службы привода = 20000 час, характер нагрузки (указывается режим нагружения, например: нагрузка близкая к постоянной); передача – реверсивная.