Проектирование редуктора

Содержание

Введение…………………………………………………………………3

Глава I

Кинематический расчет привода……………………………………….4

Глава II

Расчет зубчатой цилиндрической передачи  ..………………………..6

Глава 3

Расчет и проектирование валов………………………………………...11

Глава 4

Расчет цепной передачи ………………………………………………..16

Глава 5

          Компоновка конструкции механических передач…………….………27

Глава 6

 Конструирование корпуса редуктора…………….………………28

Глава 7

Конструирование и расчет корпусных  деталей…………………………25

Глава 8

Выбор муфт ……………………………….………….…………………...30

Глава 9

Технологический процесс  изготовления детали………………………..31

Заключение……………………………………………………………......64

Литература………………………………………………………………...65

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин» базирующегося на знаниях  физико-математических и общетехнических дисциплин- математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового  проектирования является одноступенчатый  редуктор -механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор проектируется  по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

по типу передач (зубчатые, червячные или зубчато-червячные,

по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые);

по типу колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические);

по расположению валов  в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

 

Глава 1

Кинематический  расчет привода

    1. Расчет начинают с вычисления требуемой мощности электродвигателя

( Nтр,кВт), исходя из заданной мощности на рабочем валу механизма:

                                              Nтр= , где

n=30w/p ,

 

 

 

  - мощность на рабочем валу, кВт;

  - общий КПД двигателя.

                                        = = ,

где

  - КПД, учитывающие потери в отдельных элементах

                                  передачи ( зубчатых, ременных, и т.д., в подшипниках)..

   2. Определяют общее  передаточное число привода (это  отношение угловых скоростей ведущего и ведомого тел вращения передачи):

                                     iобщ=                              

   3.Угловая скорость  находится по формуле : требуемая частота вращения

вала электродвигателя равна: 

   4. По вычисленным  параметрам Nтр и выбирают электродвигатель

Выбираем двигатель  типом АИР112MB8  Nтр=3 кВТ   

   5. Вычисляют общее  фактическое передаточное число передачи:

 

   6. Основные параметры  всех элементов передач определяют  по следующим 

формулам:

мощность 

частота вращения вала  

угловая скорость 

крутящий момент 

 

 

 

 

 

Глава 2

Расчет  зубчатой цилиндрической передачи

 

 

   

 

 

 

 

 

 

 

1. Допускаемые контактные напряжения, МПа

,

где индексы "1" и "2" (здесь и далее) определяет параметры  шестерни и колеса соответственно;

s_HO - предел  контактной усталости поверхности зубьев, МПа (s_{H O} = 2НВ + 70);

[S_H] - коэффициент безопасности ([S_H]=1,1...1,2);

К_HL – 0.9

.

σ_{н limb1}=2H₁+70=2×280+70=730 МПа;

σ_{н limb2}=2H₂+70=2×245+70=560 МПа;

2. Допускаемое напряжение изгиба для материала зуба, МПа

,

МПа;

МПа.

 

где s_FO - предел выносливости зубьев при изгибе (зависит от термообработки), МПа (s_FO = 1,8НВ);

[S_F] - коэффициент безопасности ([S_F] = 1,25...2,3);

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки К_FC = 1);

K_FL - коэффициент долговечности зубьев (К_FL=1,0...2,1).

3. Крутящий момент на ведомом валу,

,

где i - передаточное отношение;

h - коэффициент полезного действия (для зубчатых передач h =   = 0,96...0,98).

 4. Межосевое расстояние передачи, мм:

,

где K_a - коэффициент (для прямозубых передач K_a = 49,5,

К_Нb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (К_Нb = 1,0...1,48);

y_а - коэффициент ширины венца зубчатого колеса (зависит от положения колес относительно опор) принимается:

при симметричном расположении колес……..….………0,315; 0,4;

при несимметричном расположении колес…….….0,25; 0,315; 0,4;

при консольном расположении одного или обоих колес...0,2; 0,25.

 5. Ширина зубчатого венца, мм

;  .

 6. Модуль зубьев

Минимальное значение модуля m_min определяют из условия прочности:

,

где К_m - коэффициент, зависящий от вида передачи (для прямозубой - К_m = 6,8; для косозубой - К_m = 5,8;

[s_F] соответствует меньшему из значений [s_F]₁ и [s_F]₂.

Максимально допустимый модуль m_max определяют из условия неподрезания зубьев у основания

.

 7. Минимальный  угол наклона зубьев, град.

.

 8. Суммарное число зубьев

для прямозубой передачи:

,

где [Z_S] - наибольшее допустимое количество зубьев ( ).

Полученное значение Z_å округляют в меньшую сторону до целого числа.

 9. Фактический угол наклона зубьев (для косозубой и шевронной передач), град.

.     

 10. Число зубьев шестерни и колеса

;    .

Полученное значение z₁ округляют до целого числа. Для прямозубых колес z_1min = 17;

11. Фактическое передаточное число

.

Фактическое значение передаточного  числа не должно отличаться от номинального более чем на 5 %.

12. Делительные (начальные) диаметры, мм

для прямозубой передачи

  

;

13. Уточненное межосевое расстояние, мм

.

14. Диаметр вершин зубьев, мм

.

 мм;

 мм;

 

15. Окружная сила в зацеплении, Н

F_t =

.

16. Радиальная сила в зацеплении, Н

для прямозубых колес

;

где a_w - стандартный угол зацепления, град. (a_w = 20^o).

17. Проверка соблюдения условия прочности по контактным напряжениям, МПа

для прямозубой передачи:

10МПа,

 

где K_Ha - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений между зубьями (K_Ha = 1,01…1,12);

К_HV - коэффициент динамической нагрузки (для прямозубой - К_HV= 1,1...1,2;

 

Условие прочности по контактным напряжениям имеет вид

.

18. Проверка соблюдения условия прочности по напряжениям изгиба (производиться по наименьшему значению из s_F1 или s_F2), МПа

,

 МПа;

 МПа.

 

где K_{F a} - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями (для прямозубых колес K_Fa = 1,

K_Fb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца (K_Fb = 1,01...1,73);

K_FV - коэффициент динамичности (для прямозубых колес K_FV =   = 1,2...1,4;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба ( ).

19. Диаметры впадин, мм

d_f1,2 = d_1,2 - 2,5m.

 мм;

 мм;

 

Высота ножки  h_f=1,25m=1,25×2.3=2,8 мм

Высота головки зубца h_a=m=2.3 мм

 

Глава 3

Расчет и проектирование валов

 

 Входного вала редуктора

1. Определяем диаметр  выходного конца вала:      

    Округляем  значение до ближайшего стандартного.

2. Определяем диаметр вала под подшипники (числа кратные «5»):

                                    

 

6. Размеры шпоночных пазов принимаем  в зависимости от диаметра  вала в 

    соответствующих 

 

 

 

 

 

 Проектный расчет тихоходного  вала редуктора.

 

1. Определяем диаметр выходного конца вала:      

    Округляем значение до  ближайшего стандартного.

2. Определяем диаметр вала под  подшипники (числа кратные «5»):

                                    

3. Определяем диаметр вала под зубчатые колеса: 

4. Остальные размеры выбираем конструктивно (из чертежей): длину выход-   

    ного конца вала; длину  цапфы под подшипник; длину  вала под цилиндри-

    ческое колесо; ширину  упорного буртика.

 

5. Размеры шпоночных пазов принимаем в зависимости от диаметра вала в

    соответствующих 

 

 

 

 

 

 

 Проверочный  расчет тихоходного вала редуктора.

 

1. Вычисляем крутящий  момент на валу редуктора    (значение

    берем из  кинематического расчета).

2. Определяем усилия  в зацеплениях зубчатых колес.

      2.1. Цилиндрическая  прямозубая передача:

              - окружное усилие        

              - радиальное усилие 

3. Вычисляем составляющие реакций опор в вертикальной плоскости (XOY):

 

 

:

:

:

:

 

 

 

 

 

 

      Выбор и проверка долговечности подшипников.

     1. Для опор  валов цилиндрических прямозубых  редук-торов применяют чаще всего  шариковые радиальные подшипники.

         Подшипники выбирают по статической  грузоподъемности. Первоначально назначают  подшипники легкой серии по  вычисленным ранее диаметрам  под подшипники. Если при последующем  расчете грузоподъемность подшипника  окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии.

     2. Для опор  вала конической шестерни применяют  конические роликовые

подшипники. Первоначально  также принимают подшипники легкой серии.

    

     Проверка долговечности подшипников на промежуточном валу.

     1. Предварительно назначают тип и схему установки подшипников.

     2. Выписывают  из таблиц данные подшипника, основное значение – ста-

тическая грузоподъемность  .

     3. Вычисляют  максимальное значение осевых  и радиальных усилий:

                           

Из двух значений выбираем максимальное   и сравниваем со статической грузоподъемностью . Из условия   >   выбираем подшипники легкой или средней серии.

     4. Долговечность определяют  по формуле: 

                                    , где

- коэффициент долговечности  подшипника;

- коэффициент, зависящий от  свойств металла деталей подшипника  и 

       условий его  эксплуатации;

- динамическая грузоподъемность;

n – частота вращения вала;

К – показатель степени:  К=3 – для шариковых подшипников,

                                           К= - для роликовых подшипников.