Автор работы: Пользователь скрыл имя, 12 Декабря 2012 в 10:59, курсовая работа
Редуктор в основном проектируется для привода определенной машины по заданной нагрузке ( моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором.
Введение…………………………………………………………………..………...5
1. Расчет кинематических и энергетических параметров……………………..6
1.1. Выбор электродвигателя …..……………………………………………6
1.2. Частота вращения вала двигателя………………………………………6
1.3 Общее передаточное число ……………………………………………6
1.4. Передаточное число зубчатой передачи……………………………….6
1.5. Передаточное число ременной передачи ……………………………...6
1.6. Частоты вращения валов………………………………………………..7
1.7. Мощности на валах ……………………………………………………..7
1.8. Крутящие моменты передаваемые валами ……………………………7
2. Расчет зубчатой передачи…………………………………………………….9
2.1. Выбор материалов зубчатых колес……..................................................9
2.2. Определение допускаемых напряжений……………………………..10
2.3. Проектный расчет передачи…………………………………………...12
2.4. Проверочный расчет передачи………………………………………...14
2.5. Силы в зацеплении …………………………………………………….16
3. Расчет клиноременной передачи…………………………………………...17
4. Ориентировочный расчет валов, первый этап эскизной компоновки……20
4.1. Проектирование тихоходного вала……………………………………20
4.2. Проектирование быстроходного вала.………......................................21
4.3. Подбор шпонок и подшипников………………………………………22
5. Определение основных параметров деталей, второй этап эскизной компоновки ………………………………………………………………………24
5.1. Конструирование цилиндрических зубчатых колес……………………24
5.2. Расчет элементов корпуса редуктора……………………………………24
5.3. Крышки подшипниковых узлов …………………………………………25
6. Расчет призматических шпонок ……………………………………………27
7. Расчет валов на усталостную прочность…………………………………...28
8. Расчет и проверка подшипников на долговечность……………………….37
9. Смазка………………………………………………………………………...40
10. Уплотнительные устройства………………………………………………41
11. Сборка редуктора…………………………………………………………..42
Заключение……………………………………………………………………...43
Библиографический список……………………………………………………44
y – расстояние от головки болта крепления крышки подшипника до границы хвостовика зависит от габаритов редуктора и выбирается из диапазона у = 5…12 мм;
Lk- величина, зависящая от толщин опорной поверхности крышки подшипника, шайбы пружинной и высоты головки болта крепления крышки к корпусу, значения параметров, при D >105 мм – Lk = 22 мм;
B – ширина подшипника быстроходного вала.
Участки 3 и 7 предназначены для размещения подшипников
d3= 50 мм.
l3= 45 мм.
Диаметр 4 участка
d4=57.
Размеры участков быстроходного вала
№ участка |
Диаметр, мм |
Длина, мм |
1 |
d1 =40 |
l1 =64 |
2 |
d2 =45 |
l2 =67 |
3 |
d3 =50 |
l3 =45 |
4 |
d4 =57 |
l4 =5 |
5 |
d5 = - |
l5 = - |
6 |
d6 =57 |
l6 =5 |
7 |
d7 =50 |
l7 =45 |
4.3. Подбор шпонок и подшипников
Подбор подшипников и шпонок для тихоходного вала.
Выбор подшипника осуществляют по диаметру участка вала, предназначенного для установки подшипника. Для тихоходных валов редуктора предварительно выбирают подшипники легкой серии.
В нашем случае, выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии № 213.
Размеры подшипника: d = 65 мм, D = 120 мм, B = 23 мм.
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, широкое применение находят призматические шпонки. Длину шпонки назначают из стандартного ряда, принимая ее на 5…10 мм меньше длины ступицы. Размеры шпонки в поперечном сечении, а также размеры шпоночных пазов на валу и в ступице определяются диаметром вала (табл. 1.9).
Размеры шпонки, мм |
t1, мм | |||
b |
h |
l |
lр | |
|
16 |
14 |
90 |
74 |
9 |
Размеры шпонки, мм |
t1, мм | |||
b |
h |
l |
lр | |
|
20 |
18 |
70 |
50 |
11 |
Подбор подшипников и шпонок для быстроходного вала.
Выбор подшипника осуществляют по диаметру участка вала, предназначенного для установки подшипника. Для быстроходных валов редуктора предварительно выбирают подшипники средней серии.
В нашем случае, выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии № 310
Размеры подшипника: d = 50 мм, D = 110 мм, B = 27 мм
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, широкое применение находят призматические шпонки. Длину шпонки назначают из стандартного ряда, принимая ее на 5…10 мм меньше длины ступицы. Размеры шпонки в поперечном сечении, а также размеры шпоночных пазов на валу и в ступице определяются диаметром вала (табл. 1.9).
Размеры шпонки, мм |
t1, мм | |||
b |
h |
l |
lр | |
|
12 |
8 |
56 |
44 |
5 |
5. Определение
основных параметров деталей,
второй этап эскизной
5.1. Конструирование цилиндрических зубчатых колес.
Основные параметры кованых и штампованных зубчатых колес определяются следующими зависимостями:
Диаметр ступицы стальной Dс =1.55d,
Где d – диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса.
d = 70 мм.
Dс =1.55∙70=110 мм.
Длина ступицы Lс=1.2∙d ≥ bw,
Где bw – ширина зубчатого венца колеса.
Lс=1.2∙d = 1.2 ∙70=84мм ≥ 65 мм.
Толщина обода А1= (5…6)m,
Где m – модуль передачи А1= (5…6)2=10…12=12 мм.
Толщина диска e=0.3 bw =0.3∙65=18 мм.
Диаметр центровой окружности D0=0.5(da-2A1+Dc)
D0 = 0.5(246.548- 2∙12+110)=166.3 мм
Где da- диаметр окружности вершин зубьев колеса. da =246.548 мм
Диаметр отверстий d0
d0=0.25(da-2∙A1-Dc)
d0=0.25(246.548-24-110)=28 мм.
Размер фаски посадочного
С3=2 мм.
Размер фаски зубчатого венца определяют по формуле С1=0.5m
С1=0.5∙2=1 мм
Размер фаски С2 принимают равным 2…3 мм.
С2=3 мм.
Радиус R равен 3…4 мм.
R=4 мм.
5.2. Расчет элементов корпуса редуктора.
где - межосевое расстояние, = 0.025 125+ 1 = 4,125 мм, примем
= 8 мм.
Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию:
у подшипников dб2 = (0.7…0.75) dб1 =( 0.7…0.75) 17 = (11.9…12.75),
примем dб2 =11мм;
на фланцах dб3= (0.5…0.6) dб1 =(0.5…0.6) 17 = (8.5…10.2),
примем dб3=9 мм.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы
L1= 3 +
где b1 = 40мм , определяется по табл. 3 в зависимости от диаметра болта dб1.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси фундаментного болта
P1 = 3 +
где a1 = 21 мм, определяется по табл. 3 в зависимости от диаметра болта dб1.
Ширина фланцев у подшипников
L2 = 3 +
где b2 = 28 мм, определяется по табл. 3 в зависимости от диаметра болта dб2.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2
P2 = 3 +
где a2 = 15 мм , определяется по табл. 3 в зависимости от диаметра болта dб2.
Ширина боковых фланцев
L3 = 3 +
где b3 = 24 мм , определяется по табл. 3 в зависимости от диаметра болта dб3.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3
P3 = 3 +
где a3 = 13 мм , определяется по табл. 3 в зависимости от диаметра болта dб3.
Толщина лапы
h= 2.5
Толщина верхнего фланца
h1= 1.6
Минимальное расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора
f = 1.2
Толщина ребер жесткости
C =
5.3.Крышки подшипниковых узлов.
Для горизонтальных цилиндрических редукторов можно использовать либо торцевые, либо врезные крышки подшипниковых узлов. В нашем случае, выберем глухую торцевую крышку. Размеры стальных торцевых крышек приведены в табл. 8.
Размеры крышки глухой торцевой.
D |
dб |
n0 |
d0 |
d1 |
d3 |
d4 |
E |
e1 |
C |
R |
120 |
10 |
6 |
11 |
118 |
140 |
165 |
10 |
12 |
2 |
0.6 |
Где dб - диаметр болта крепления крышки; n0 – число отверстий для крепления крышки.
Остальные обозначения соответствуют рис. 8.
6. Расчет призматических шпонок.
Тихоходный вал
Расчет выполняется как
где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н×м;
h – высота шпонки; t1 – глубина паза на валу; lр – рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами lр =l – b, здесь l – длина шпонки; b – ширина шпонки, [ ] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе [ ]=150 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.
Размеры шпонки, мм |
t1, мм |
T, Н×м |
, МПа | |||
b |
h |
l |
lр | |||
|
16 |
14 |
90 |
74 |
9 |
822.84 |
88,9 |
Размеры шпонки, мм |
t1, мм |
T, Н×м |
, МПа | |||
b |
h |
l |
lр | |||
|
20 |
18 |
70 |
50 |
11 |
822.84 |
67.2 |
Быстроходный вал
Размеры шпонки, мм |
t1, мм |
T, Н×м |
, МПа | |||
b |
h |
l |
lр | |||
|
12 |
8 |
56 |
44 |
5 |
272 |
103 |
Все вышеуказанные шпонки проходят по расчету на смятие. [ ]=120 МПа.
7. Расчет валов на усталостную прочность.
Тихоходный вал.
Определение опорных реакций
Горизонтальная плоскость
R1Г = Fr - R2Г =2.605-2.44=0.17 кН
R2Г = = = 2.44 кН
Вертикальная плоскость
R2В = = = 2.12 кН
R1В =Ft +Fk – R2в=7.023+1.931-2.12=6.83 кН
Радиальные опорные реакции:
R1 = = = 6.83 кН
R2 = = =3.23 кН
Моменты и силы в опасном сечении
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
M = = =80.25 Н×м
где MГ - изгибающий момент в горизонтальной плоскости,
MГ =179.3 Н×м;
MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости MB =156.1 Н×м. Осевая сила Fa =1.38 кН
Уточненный расчет вала
Геометрические характеристики опасного сечения
Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.
Для сплошного круглого вала
A =
A = = =2332 мм ,
= = = 13561 мм ,
= = =29911мм .
Суммарный коэффициент запаса прочности
Определяем по формуле (2) [2]:
S =
S≥2
где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Условие прочности вала имеет вид
S
где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Рекомендуемое значение [S] =2…2.5, примем [S] = 2.
Значения и определяют по формулам
=
=
где и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
Значения и равны, = 780 МПа