Цилиндрический горизонтальный косозубый редуктор

6

Содержание

 

Введение

1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт

2 Расчёт зубчатой передачи.

3 Предварительный расчёт  валов.

4 Конструирование элементов  зубчатой передачи.

5 Конструирование корпуса  редуктора.

6 Первый этап компоновки редуктора.

7 Выбор подшипников  и расчёт их долговечности.

8 Подбор шпонок и  проверка прочности шпоночного  соединения.

9 Второй этап компоновки  редуктора.

10 Уточнённый расчёт  валов.

11 Подбор муфты.

12 Выбор посадок основных  деталей редуктора.

13 Смазка передачи  и подшипников редуктора.

14 Технология сборки  редуктора.

Список литературы

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

    1 Роль машиностроения  в развитии отечественного народного  хозяйства.

Машиностроение является базой механического перевооружения всего общественного производства. От развития машиностроения зависят масштабы и темпы внедрения современного прогрессивного оборудования, уровень механизации и авторизации производства во всех отраслях промышленности, сельского хозяйства, транспорта.

В народном хозяйстве машиностроение заменяет ведущее положение. Об этом можно судить по непрерывно увеличивающемуся удельному весу этой отрасли в промышленности.

Возникновение машиностроения как самостоятельной отрасли  и его отраслевая дифференциация непосредственно связаны с общественным разделением труда. Под воздействием частого разделения труда в машиностроении постоянно воздаются новые отрасли.

 

   2 Современные  тенденции развития машиностроения. Задачи, стоящие перед машиностроением.

Современное машиностроение представляет собой множество взаимосвязанных отраслей и производств. То или иное производство становится обособленной отраслью машиностроения при наличии определенных технико-экономических предпосылок.

В настоящее время  отрасли машиностроения объединены в единый машиностроительный комплекс, который включает в себя девятнадцать крупных отраслей и около ста специализированных отраслей, подотраслей и производств.

Машиностроительному комплексу  принадлежит главная роль в осуществлении  научно-технической революции. Массовое изготовление техники новых поколений, способной дать многократное повышение производительности труда, открыть путь к автомотизиции всех стадий производства, требует существенных структурных видов.

В период до 2000 года было намечено в первоочерёдном порядке провести коренную реконструкцию машиностроительного комплекса, прежде всего станкостроения, производства вычислительной техники, приборостроения, электротехнической и электронной промышленности. Для этого периода характерны прогрессивные структурные сдвиги не только между отраслями машиностроения, но и внутри каждой отрасли.

Темпы развития отраслей и изменения в межотраслевых  связях машиностроения определяются в  первую очередь теми задачами, которые  ставятся в области механизации  и автоматизации производства, развития энергетического хозяйства, электрификации и химизации. В настоящее время ещё велика доля рабочих, занятых ручным трудом в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве. Намечено ускорить темпы комплексной механизации производства, особенно механизации вспомогательных, транспортных и складских операций, производственных процессов в сельском хозяйстве.

Таким образом, главное  направление структурных сдвигов  в народном хозяйстве, в том числе  и в машиностроительном комплексе, связано с ускорением научно-технического прогресса и повышением на этой основе эффективности общественного производства.

 

   3 Роль специалиста-механика  в решении стоящих перед машиностроением  задач в научно-техническом прогрессе.

Рабочие специалисты  являются важнейшим элементом производительных сил, определяют темпы роста производства и производительности труда, количество продукции и успешную работу отрасли.

Важную роль в машиностроении играют инженерно-технические работники  или механики-специалисты. К ним относятся лица, которые ведут исследовательские работы, а также выполняют функции делопроизводства, снабжения, технического обслуживания.

Характерной особенностью изменения структуры работающих в промышленности является снижение удельного веса рабочих и увеличением доли инженерно-технических работников. Такие изменения являются следствием научно-технического прогресса.

Такая структура является следствием повышения уровня технической  оснащенности основного производства и увеличении затрат труда на обслуживание и ремонт сложного автоматического оборудования, систем автоматического управления производственными процессами.

 

   4 Цели и задачи  проектирования.

Цель курсового проектирования по дисциплине «Детали машин» –   систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, привить учащимся навыки практического расчёта и конструирования деталей и сборочных единиц механических приводов, развить расчетно-графические навыки, а также подготовить к выполнению дипломного проектирования и последующей производственной работе. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

Основными задачами курсового  проекта являются:

• ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проекта;
• изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов с анализом их достоинств и недостатков;
• выбор наиболее простого варианта конструкции с учётом требований технического задания на проект;
• выполнение необходимых расчётов с целью обеспечения заданных технических характеристик проектируемого устройства;
• выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства, шероховатости поверхностей, необходимых допусков и посадок, допусков формы и расположения;
• выполнение графической части курсового проекта в соответствии стандартов ЕСКД;
• составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Выбор электродвигателя.

Кинематический  расчет.

 

 

 

 

 

1.1. Определяем  КПД привода цилиндрической передачи по формуле :

                                                h = h_пер ∙ h_n^m ,                                                    (1)

где  h_пер - КПД передачи; h_n - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения;  m – число пар подшипников в редукторе. По таблице 1.2.1.[1]  выбираем,  h_пер =0,98 и h_n = 0,99

                                                h = 0,98∙0,99²=0,96

1.2. Определяем требуемую мощность электродвигателя

                             Р_тр= ,                                                                    (2)                                                                                                

где Р₂ – мощность на ведомом валу редуктора (по заданию Р₂=10,7 кВт);

h - КПД редуктора.

                             Р_тр = =11,15 (кВт)                                                          

1.3. Выбираем электродвигатель 4А160S4,у которого Рдв = 15(кВт),nдв = n =

1500(об/мин)                                                                                              

1.4.Определяем передаточное число  редуктора:                                 

                             u= ,                                                                  (3)                      

где n_дв  - частота вращения электродвигателя; n₂ – частота вращения ведомого вала редуктора.

                             u = = 3

1.5. Определяем угловые скорости и частоты вращения валов редуктора :

                                              w=                                                                  (4)                                 Для ведущего вала:

                             w₁  =  =157(рад/с)       

Для ведомого вала:

 

                          w₂  = =52(рад/с)

1.6  Определим вращающие моменты на валах редуктора:

                             T= ,                                                                    (5)

                             T₁= =71 (Н∙м)

                             T₂= =206 (Н∙м)

 

Результаты расчета для наглядности представим в табличном виде (таблица 1)

 

                 Таблица 1- Кинематические характеристики  редуктора

Характеристики	Единицы измерения	Обозначение	Численное значение
Мощность	кВт	Р1(тр)	11,15
		Р2	10,7
Передаточное число	-	u	5
Частота вращения	об/мин	n1	1500
		n2	500
Угловые скорости	рад/с	w1	157
		w2	52
Вращающий момент	Н·мм	T1	71∙103
		T2	206∙103

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расчет зубчатой  передачи.

 

2.1 Выбираем материалы зубчатых колес:

2.1.По таблице 3.3 [2] примем для шестерни сталь 40x , термическая обработка-улучшение, твердость HB=270,предел рочности σ_в1=930 (МПа),

предел текучести σ_т1=690 (МПа) .

2.1.По таблице 3.3 [2] примем для колеса  сталь 40x , термическая  обработка-улучшение, твердость HB=245, ,предел рочности σ_в2=830 (МПа), предел текучести σ_т2=540 (МПа).

2.2 Определяем предельно допустимые напряжения  по формуле :

       

                             [σ_н]= ,                              (6)

где σ_hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; K_Hl коэффициент долговечности; S_н - коэффициент безопасности.

2.2.1 Вычисляем предел контактной выносливости при базовом числе циклов по формуле :

                                            σ_Hlimb=2HB+70.                                           (7)              

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_Hl =1;

коэффициент безопасности S_н =1,1.

2.2.2 Определяем расчетное допускаемое напряжение для шестерни:

                             [σ_н1] = =555 (МПа)

2.2.3 Определяем расчетное допускаемое напряжение для колеса :

                             [σ_н2] = =509 (МПа)

2.2.4 Расчетное допускаемое напряжение определим по формуле:

                                            [σ_н]=0,45∙( [σ_н1]+ [σ_н2] )                                        (8)

  После подстановки получим:

                             [σ_н]=0,45∙(555+509)=479 (МПа)

2.2.5 Проверяем расчетноедопускаемое контактное напряжение по условию: [σ_н] £1,23[σ_н2]

479£1,23∙509

479£626

Условие выполнено.

2.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

                            а_ω=k_a∙(u+1)∙ ,                                 (9)

где Т₂- вращающий момент на ведомом валу; коэффициент K_Hb=1,25;u – передаточное число; [σ_н] – предельно допустимое напряжение;y_ba- коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию,y_bа=0,5; для шевронных колес k_а=43. После подстановки получим:

                            а_ω=43∙(3+1)∙ =108 (мм)

Принимаем а_ω=110 мм.

2.4 Определяем . нормальный модуль зацепления по формуле:

                                           m_n=(0,01…0,02) а_ω.                                             (10)

После подстановки получим:

                             m_n=(0,01…0,02)∙110= 1,1…2,2(мм)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=2мм.

2.5. Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º. Определяем число зубьев   шестерни и колеса по формулам:

 

          z₁= ;                                                         (11)

                             z₂= z₁∙u.                                                                  (12)

После подстановки для  шестерни и колеса соответственно получим:

                              z₁= =23,8

Принимаем z₁=24.

Тогда                             z₂= 24∙3=72  

 

2.6. Уточняем значение угола наклона зубьев β по формуле:

 

                             cosβ= .                                                (13)

После подстановки получим:

                             cosβ= =0,873

Угол β=25º50′

2.7 Определяем делительные диаметры по формуле:

 

                             d= ∙z.                                                                (14)

После подстановки получим:

Для шестерни                 d₁= ∙24=55 (мм)

Для колеса                      d₂= ∙72=165 (мм)

2.8 Проверим межосевое расстояние по формуле:

                            а_ω= .                                                               (15)

После подстановки получим:

                             а_ω= ≈110 (мм)

2.9 Определяем внешние диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса по формуле:

 

                             d_a=d+2m_n.                                                                (16)

После подстановки получим:

   для  шестерни              d_a1=55+2∙2 =59 (мм)

   для  колеса                    d_a2=165 +2∙2=169 (мм)

2.10 Определим ширину шестерн и колеса и по формуле:

                             b₂=ψ_ba·a_ω;                                                                (17)

                             b₁= b₂+5 мм.                                                            (18)

После подстановки получим:

                             b₂=0,5·110=55 (мм)                                                                 

                             b₁= 55+5=60 (мм)

2.11  Определяем  коэффициент ширины шестерни по отношению к диаметру по формуле:

                             y_bd= .                                                                              (19)       

После подстановки получим:

                             y_bd= =1,09

2.12 Определяем среднюю окружную скорость колес по формуле:

                             ν= .                                                                  (20)

После подстановки получим:

                             ν= =4,318 (м/с)

При такой скорости для косозубых  колес назначают 8-ю степень точности.

2.13 Проверим допустимое контактное напряжение.

2.13.1 Определим коэффициент нагрузки K_H по формуле:

                             K_H=K_Hb∙K_Ha∙K_Hn,                                                    (21)

где по таблице 3.5[1] при y_bd=1,09, симметричном  расположении колеса  и твердости HB<350 принимаем K_Hb=1,0445; по таблице 3.4[1] при 8-й степени точности и n£5 м/с K_Ha=1,05; при НВ<350 и n£5 м/с K_Hn=1,0.

    После подстановки получим:

                             K_H=1,0445∙1,05∙1=1,097

2.13.2 Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:

 

После подстановки получим:

                           σ_H= =419 (МПа) ≤                

                                         479 (МПа)

   Условие прочности выполнено.

2.14 Определяем силы, действующие в зацеплении.

2.14.1Окружная сила F_t:

                  F_t= ;                                                                                           (23)                            

2.14.2 Радиальная сила F_r:

                                       F_r=F_t∙ ;                                                             (24)

После подстановки получим:

                             F_t= =2582 (H)

            F_r= =1077 (H)             

2.15 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

        σ_F= ≤ [σ_F]                                                             (25)

2.15.1 Определяем коэффициент нагрузки K_F по формуле [1]:

 

                                        K_F=K_Fb∙K_Fv,                                                               (26)

по таблице 3.7[1] при y_bd=1,09, симметричном расположении колес и твердости HB<350- K_Fb=1,1135. По таблице 3.8[8] при твердости HB<350, скорости n=4,318 м/с и 8-й степени точности получим K_Fv=1,3. После подстановки получим:

                             K_F=1,1135∙1,3=1,45

 2.15.2 Определяем   коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба.

2.15.2.1 Находим эквивалентное число зубьев z_ν  для шестерни и колеса по формуле:

                             z_ν= .                                                               (27)

После подстановки получим:

 для шестерни :            z_ν1= ≈ 22                                                          

   для колеса :                       z_ν2= ≈ 110

Эквивалентные числа зубьев соответственно равны Y_F1=3,74, Y_F2=3,60.

2.15.3 Определяем допускаемые напряжения  при проверке

зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:                           

                                                             [σ_F]= .                                                                              (28)

где по таблице 3.9[1] для  стали 40х улучшеной при твердости HB<350, s^°_Flimb=1,8 HB. После подстановки получим:

для шестерни                        s^°_Flimb1=1,8∙270=486 (МПа)

для колеса                             s^°_Flimb2=1,8∙245=441 (МПа)

Коэффициент запаса [S_F] определим оп формуле:

                             [S_F]=[S_F]¢∙[S_F]¢¢;                                                      (29)

где [S_F]¢- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес [S_F]¢=1,75; [S_F]¢¢- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок для зубчатых колес. Для поковок и штамповок [S_F]¢¢=1,0. После подстановки получим:

                             [S_F]=1,75∙1,0=1,75

После подстановки данных в формулу (28) получим:

                             [σ_F1]= =278 (МПа)

                             [σ_F2]= =252 (МПа)

2.15.4 Найдем отношение [σ_F]/ Y_F :

для шестерни           = 74  (МПа)

       

для   колеса:         = 70  (МПа)

 Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношение [σ_F]/ Y_F для него меньше.

 

2.15.5 Определяем коэффициент Y_β по формуле :

 

 

                             Y_β=1- .                                                               (30)

После подстановки получим:

                             Y_β=1- =0,79

2.15.5 Определяем коэффициент К_Fα  по формуле:

                                К_Fα= ,                                           (30)

где - коэффициент торцового  покрытия ε_а=1,5; n-степень точности торцового покрытия колеса. После подстановки получим:

                             К_Fα = =0,92

(31)

Подставив данные в формулу (25) получим:

                             σ_F2= = 89 (МПа)

условие прочности зубьев выполняется т.к. 89 МПа < 252 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3   Предварительный  расчет валов.

 

3.1. Определим диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов по формуле:

                             d₁≥ ,                                                            (31)

где [τ_K]-допускаемое напряжение на валу, Т – вращающий момент на валу.

 

3.2. Рассчитаем ведущий вал (рис.1.).

     Для ведущего вала  примем [τ_K]=25 МПа. После подстановки получим:

                             d_В1≥ ≈ 24,4 (мм)

   Для того чтобы  соединить ведущий вал с валом  электродвигателя,

диаметр, которого по таблице 16.7.2 [1] d_ДВ=42 мм, при помощи МВУП по ГОСТ 21424-75 примем d_В1=32 мм. Принимаем диаметр под подшипники d_П1=35 мм.

 

                  Рисунок 1 – Конструкция ведущего  вала

 

3.3. Рассчитаем ведомый вал.

   Для ведомого  вала примем [τ_K]=20 МПа. После подстановки получим:

                             d_В2≥ ≈ 37,3(мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2= 38 мм, диаметр под подшипники d_П2=40 мм, диаметр под колесо d_К2=45 мм.

 

 

 

 

                Рисунок 2 – Конструкция ведомого  вала   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Конструктивные размеры шестерни и колеса.                

 

4.1Определяем конструктивные размеры  шестерни.

Шестерню выполним за одно с валом. Ее основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) d_a1=59 мм, ширина b₁=60  мм, делительный диаметр d₁ =55 мм.

4.2. Определяем конструктивные размеры колеса.

    Колесо кованое. Его  основные размеры:d_a2=169 мм, b₂=55 мм, делительный диаметр d₂ =165 мм.

4.2.1 Определяем диаметр ступицы колеса по формуле:

                           d_ст2 = 1,6·d_к2,                                                           (32)

где d_дк2-диаметр под колесо ведомого вала. После подстановки получим:

                             d_ст= 1,6·45=72 (мм)

  4.2.2 Определяем длину ступицы колеса формуле:

                           L_ст=(1,2…1,5) d_К2                                                               (33)

После подстановки получим:

                             L_ст=54…67,5 (мм)

Принимаем: L_ст=55(мм)

 

4.2.3 Определяем толщину обода по формуле:

                           δ₀=(2,5…4)m_n.                                                          (34)

После подстановки получим:

                             δ₀=(2,5…4)·2 =5…8 (мм)

Принимаем δ₀=8 (мм)

4.2.4 Определяем толщину диска С по формуле:

                            C=0,3b2.                                                                    (35)

После подстановки получим:

                             C=0,3∙55=16,5 (мм)

Принимаем С=17 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Конструктивные размеры корпуса редуктора.

 

5.1. Определяем толщину стенок корпуса по формуле:

                             δ=0,025·а_ω+1;                                                          (36)

После подстановки получим:

                                        δ=0,025·110+1=3,75(мм)

Принимаем:δ=8(мм).

 

5.2. Определяем толщину стенок крышки по формуле:

                             δ₁=0,02·а_ω+1.                                                          (37)

После подстановки получим:

                             δ₁=0,02·110+1=3,2 (мм)