Редуктор одноступенчатый цилиндрический

 

Министерство образования и науки Российской федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

Национальный минерально-сырьевой университет «Горный»

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Детали трансмиссий и приводов

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Тема: Редуктор одноступенчатый цилиндрический.

 

 

Выполнил: студент гр. ОНГ-11-1       _____________    /Ишуткин Е.В./

ОЦЕНКА: ________

Дата:___________

ПРОВЕРИЛ: профессор                       _______  /Тимофеев И.П./

 

 

 

 

 

 

Санкт-Петербург

2013

 

Оглавление

 

 

Аннотация

В данной курсовой работе представлены расчеты и конструирование одноступенчатого цилиндрического редуктора, приведены расчеты зубчатых передач, валов, геометрия и кинематика зубчатых передач. По этим расчетам  сконструирован сборочный чертеж редуктора в масштабе 1:2 с указанием габаритных основных размеров, а также представлена деталировка основных деталей.

 

The summary

The Course activity consists of rated and a graphic part.

In the rated part included:

• the geometry and kinematics of toothed transmission;
• the choice and calculation of elements transmissions;
• the calculation on the stability, crusher, cut and endurance;
• the choice and calculation of carving fastening connection.
• In the graphic part included:
• the rough arrangement of reductor;
• the assembly drawing of reductor.

 

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

Редуктор предназначен для понижения частоты вращения электродвигателя до требуемой частоты вращения исполнительного органа рабочей машины. При этом величина передаваемого крутящего момента повышается в такое же число раз. 

Редукторы применяют в различных областях: в металлургическом и химическом машиностроении,  судостроении.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

 

Исходные данные:

N2 = 52 кВт – мощность на валу рабочей машины.

n2 = 330 об/мин – число оборотов приводного вала раб. Машин.

L = 5 тыс. ч. – срок службы передачи.

Термообработка для колёс У - улучшение.

Цилиндрическая передача.

Вертикальный редуктор с расположение шестерни внизу.

 

Передачи зубчатые.

Кинематический расчет:

КПД зубчатой передачи.:

Тогда – мощность на быстроходном валу редуктора.

Выбираем двигатель 4А280S8У3: N1 = 55 кВт;   n1 = 740 об/мин. P=55кВт

Определим передаточное число редуцируемой передачи:

Определим угловые скорости:

Определим крутящие моменты на валах редуктора :

 Нм.

 Нм.

Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений:

Выбираем материал для зубчатых колёс:

- для шестерни: сталь 40Х с термообработкой  – улучшение; 280НВ; предел текучести = 750 МПа, предел прочности  = 900 МПа,

- для колеса: сталь 45 с термообработкой  – улучшение; 240НВ; предел текучести = 540 МПа, предел прочности  = 780 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для материалов зубчатой передачи определяем по формуле:

,

где - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов, - коэффициент долговечности, - минимальный коэффициент запаса прочности.

=1,1; =1.

= 2НВ + 70 = 2·280 + 70 = 630 МПа – для  шестерни;

= 2HB + 70 = 2·240+70 = 550  МПа - для колеса.

572,7 МПа - для шестерни;

500 МПа - для колеса.

0,45 · (572,7 + 500) = 482,7 МПа

Дальнейший расчёт ведём по =  482,7 МПа.

 

Допускаемые напряжения на выносливость при изгибе:

, где  = 1,8НВ.

Для шестерни: ( )1 = 1,8·280 = 504 МПа.

Для колеса: ( )2 = 1,8·240 = 432 МПа.

= 1,75 – коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств  материала и ответственность  рабочей машины, способ получения  заготовок. = 1 – коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки. = 1 – коэффициент долговечности.

1 = 288 МПа; 2 = 246,8 МПа.

 

Геометрический расчет зубчатых передач с внешним зацеплением:

Определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости по формуле:

[мм],

где Т2 – крутящий момент на колесе [мм]; - назначают по таблице 7 методических указаний (принимаем = 0,5.); = 1,065 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии следствие упругой деформации валов и самих зубьев под нагрузкой; Ка = 430 – вспомогательный коэффициент.

= 195,18 мм,

Примем по ГОСТ = 200мм.

Для ориентировочной оценки величины модуля можно использовать рекомендации:

mn = 0.02· = 0.02·200 = 4 мм.  Примем по ГОСТ 9563-85 mn = 4мм.

Определим суммарное число зубьев:

= 86,6, примем  =86

Определим действительное значение угла :

Определим число зубьев шестерни и колеса:

= 26,5, примем =27, тогда = 86-26 = 59.

 

Уточним передаточное число: 2,18, что допустимо.

 

Основные размеры зубчатой пары:

Шестерни:

d1 = m·Z1 /cosβ= 4·27/0,86 = 125,6 мм, принимаем по ГОСТ 6626-69 - 126мм

da1 = d1 + 2·m = 126 + 2·4 = 134 мм,

df1 = d1 – 2,5·m = 126 – 2,5·4 = 116 мм.

Колеса:

d2 = m·Z2 /cosβ= 4·61/0,86 = 274,4 мм, принимаем по ГОСТ 6626-69 – 274 мм

da2 = d2 + 2·m = 274+2·4 = 282 мм.

df2 = d2 – 2,5·m = 274-2.5·4 = 264 мм.

Ширина колеса: .

Ширина шестерни:

 

Проверочный расчет из условия обеспечения контактной прочности:

= 476,6 МПа < 482,7 МПа.

Условие прочности выполняется.

 

Проверка зубьев на прочность по напряжениям изгиба по формуле:

= 83,8 МПа <  246,8МПа,

где KF – коэффициент нагрузки в расчете на изгибную прочность; YF – коэффициент формы зуба; YB – коэффициент наклона линии зуба.

Условие прочности выполняется.

Проверка зубьев шестерни на прочность при изгибе выполняют по условию:

.

Силы в зацеплении:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

 
Валы.

Ориентировочный расчет.

Ведущий вал:

Материал вала – сталь 45 улучшенная.

Диаметр хвостовика:   d1= мм, где  [tк] - допускаемое контактное напряжение  =  25 МПа;  

Принимаем по ГОСТ 6636-69: d1=50 мм.

Диаметр вала под подшипник: dп  = d1+2 = 50+5= 55 мм, принимаем  dп = 55 мм.

Предварительно выбраны подшипники:  средней серии 60312.

Длина вала: L1=1,5d=75 мм

Ведомый вал:

Материал вала – сталь 45 улучшенная.

Диаметр хвостовика: d2= мм;  где  [tк] - допускаемое контактное напряжение  =  25 МПа;

Принимаем по ГОСТ 6636-69: d2=70 мм.

Диаметр вала под подшипник: dп  = d2+3 = 70+5 = 75 мм

Предварительно выбраны подшипники: средней серии 62316.

Длина вала: L2=1,5d2=105 мм

 

Статический расчет на изгиб с кручением.

Ведущий вал:

 

 

 

Ведомый вал:

 

Расчет валов на выносливость

Расчет на выносливость заключается в определении коэффициента запаса прочности вала в сечениях, где имеются концентраторы напряжений. В нашем случае опасным сечением является, то сечение где находится шпоночный паз, для крепления на вал колеса и шестерни.

Запас прочности определяется из выражения:

 

- амплитудное напряжение в цикле нагрузки;

- среднее значение напряжений;

- коэффициент концентрации  напряжений;

- масштабный фактор, учитывает  отклонение размеров деталей  от лабораторного образца;

- коэффициент, учитывающий чувствительность  материала к переменной нагрузке.

Ведущий вал:

МПа

Вывод: усталостная прочность (выносливость) вала в опасном сечении обеспечивается.

Ведомый вал:

МПа

Вывод: усталостная прочность (выносливость) вала в опасном сечении обеспечивается.

 

Расчет долговечности подшипников

- коэффициент безопасности (1…3)

В нашем случае подшипники радиально упорные шариковые и роликоые, поэтому X=1, Y=0.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведущего вала:

Расчетный срок службы подшипника удовлетворяет значению ресурса работы редуктора.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведомого вала:

Расчетный срок службы подшипника удовлетворяет значению ресурса работы редуктора.

 

Выбор и проверка шпоночного соединения.

В данном редукторе для крепления на валах шестерни, зубчатого колеса и муфт используются шпоночные соединения с призматической шпонкой. Шпонка изготавливается из нормализованной стали 45 с допускаемым напряжением на смятие

Для крепления колеса на ведомый вал принята призматическая шпонка: d=90  мм, b=24  мм, h=14  мм, t1=9  мм, t2=5 мм, l=99 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведущем валу принята призматическая шпонка: d=50  мм, b=16  мм, h=10  мм, t1=6  мм, t2=4 мм, l=90  мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведомом валу принята призматическая шпонка: d=70  мм, b=20  мм, h=12  мм, t1=7,5  мм, t2=4,5  мм, l=120 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

 

Выбор смазки

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

  В зависимости от средней скорости  Vm=6,2м/с, определяем вязкость масла. Вязкость должна быть . Принято масло индустриальное И-40А по ГОСТ 20799-75.

Необходимый объем масла 27,5 л (из расчета 0,4-0,6 л на 1 кВт).

Подшипники смазываются пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смазки: солидол марки УС-2.

 

Заключение

В данном курсовом проекте произведен  кинематический  расчёт  передачи, выбран  материал  зубчатых  колес  и  определены  допускаемые  контактные  и  изгибные  напряжения. Определены основные параметры передачи, исходя  из  критерия  контактной  выносливости. Рассчитана геометрия передачи, определена окружная скорость в зацеплении, усилия, действующие в зацеплении.

Так же были выполнены расчеты валов: на прочность, статический, на выносливость.

Расчет масла, заливаемого в редуктор, определен исходя из передаваемой мощности из расчета 0,4-0,6 л на 1кВт.

Были выбраны подшипники и рассчитаны на долговечность.

Так же были выбраны шпонки и проверены на смятие.

 

Список литературы

1. Анурьев В.И Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа,  1985 – 415 с.
3. Цехнович Л.И., Петриченко И.П.   Атлас конструкций редукторов- Киев "Вища Школа", 1990
4. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. – М.: Машиностроение, 2001. – 560с.