Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора, основные требования к его функциональности. Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Определение силовых параметров. Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.
В курсовом проекте рассчитываются кинематические и силовые характеристики привода, параметры зубчатой передачи и ременной, конструируются валы редуктора, подбираются подшипники, шпонки, муфта, определяются нагрузки и допускаемые напряжения, осуществляется проверочный расчет элементов привода на прочность. Определяем модуль зацепление m ? 6,8 M2(up 1)/up a? b2[?f2] где b2 - это ширина венца зубчатого колеса b2 = ?a•a? b2 = 125•0,5 = 62,5 мм. принимаем по стандарту из ряда Ra40 b2 = 63 мм. m ? 6,8•307,5•103 (1,8 1)/1,8•125•63•329 = 1.25 мм принимаем стандартный модуль зацепление по ГОСТ 9563-76 mn = 1,5 мм. Диаметр вала под подшипники принимаем dп1=40 шестерни выполним за одно целое с валом. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширине венца и выступает за пределы прямоугольника. При наличии ступицы зазор берется от торца ступицы б) Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8 мм в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса: А = 8 мм, если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние А надо брать от этого диаметра.В курсовом проекте был запроектирован и рассчитан одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения. Выполнен подбор и проверочный расчет подшипников качения, муфты, шпонок; Описана последовательность сборки редуктора. По результатам расчета редуктора оценивается критерий технического уровня.
Введение
редуктор двигатель привод силовой
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой, в которой приобретаются навыки и применяются знания правил, норм и методов конструирования.
Выполнение проекта базируется на знании математики, сопротивление материалов, материаловедение, стандартизации, машиностроительного черчения.
Целью курсового проекта является конструирование одноступенчатого редуктора общего назначения.
В кинематической схеме привода между электродвигателем и редуктором размещается ременная передача для снижения угловых скоростей. В курсовом проекте рассчитываются кинематические и силовые характеристики привода, параметры зубчатой передачи и ременной, конструируются валы редуктора, подбираются подшипники, шпонки, муфта, определяются нагрузки и допускаемые напряжения, осуществляется проверочный расчет элементов привода на прочность.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности, сокращение времени разработки - основные задачи конструкторов.
В курсовом проекте использованы новые тенденции редуктора строения, совершенные методы конструирования.
1.Теоретическая часть
1.1 Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора
Устройство, приводящее в движение машину или механизм, носит название привода. В общем виде привод включает в себя двигатель и передаточный механизм. Примером такого привода является заданная кинематическая схема курсового проекта.
Как известно, двигатели, создающие движение, имеют характеристики, не совпадающие с характеристиками исполнительного механизма (например, высокая скорость вращения двигателя и низкая - исполнительного механизма, и т.д.). Для согласования этих характеристик между двигателем и исполнительным механизмом следует установить механическую передачу - устройство, которое преобразует движение, перемещая его в пространстве. Известно большое количество различных типов передач, из которых можно сформировать все многообразие передаточных механизмов, обеспечивающих преобразование и передачу движения на расстояние, а также ориентацию его в пространстве, но укрупнено их можно представить в виде трех больших групп: - передачи вращения;
- передачи, преобразующие вращательное движение в поступательное;
- передачи, преобразующие движение по заданному закону;
Передачи вращательного движения, в свою очередь, разделяются на передачи зацеплением (зубчатые, червячные, волновые, цепные и т.д.) и трением (ременные, фрикционные). Наиболее применяемые в современном машиностроении среди передач зацеплением являются зубчатые. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Они - зубчатые передачи - очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высокий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать практически любую мощность (до 36 тыс. КВТ). К недостаткам зубчатых передач следует отнести: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум при работе со значительными скоростями, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.
В связи с разнообразием условий эксплуатации формы элементов зубчатых зацеплений и конструкции передач весьма разнообразны.
2. Расчетная часть
2.1 Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
Определение КПД привода
По таблице 2.2/6/ принимаем: - КПД пары цилиндрических зубчатых колес ?1 = 0,96
Определяем величину вращающих моментов на валах привода: - на валу двигателя ведущий шкив ременной передачи
M = Рном/?1
M = 4•10?/75,36 = 53,1 Н•м
- Ведущий шкив ременной передачи, быстроходный вал редуктора
M1 = Рном•10?•?3•?2/ ?
M1 = 4•10?•0,97•0,99/20,93 = 183,5 Н•м
- Тихоходный вал редуктора
M2 = Рном•10?•?/ ?3
M2 = 4•10?•0,894/11,63 = 307,5 Н•м
2.3 Выбор материалов зубчатой передачи
Так как в задание нет особых требований в отношении габаритов передачи, то материал шестерни и колеса выбираем в зависимости от величины вращающего момента на тихоходном валу проектируемого редуктора.
Материал шестерни-сталь 40ХН, улучшение до твердости 350НВ
Материал колеса-сталь 40ХН, улучшение до твердости 320НВ
2.4 Определение допускаемых напряжений
Определение допускаемых контактных напряжений
[?н] = ?но/[Sн]•KHL где (9,37/3/)
?но - придел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала ?но=2НВ 70
[Sн] - допускаемый коэффициент безопасности
[Sн] = 1,1 - при нормализации, улучшении.
KHL - коэфициент долговечности
KHL = 1 - при длительной эксплуатации передачи постоянной нагрузке.
Допускаемое контактное напряжение для шестерни.
[?н]1 = 2HB1 70/[Sн]• KHL
[?н]1 = 2•350 70/1,1•1 = 700 Н/мм?
Допускаемое контактное напряжение для колеса.
[?н]2 = 2HB2 70/[Sн]• KHL
[?н]2 = 2•320 70/1,1•1 = 645,5 Н/мм?
Т.к. передача прямозубая то расчет выполняем по допускаемому напряжению для колеса как менее прочному.
Определяем допускаемое напряжение изгиба
[?F] = ?F0/[SF]•KFL•FFC (9/42/3/)
Где ?F0-придел выносливости зубьев при изгибе (табл. 9.3/3/) ?F0 = 1.8HВ1
[SF ] - допускаемый коэффициент безопасности
[SF] = 1.75-для зубчатых колес изготовленных из поковок и штамповок
KFL-коэффициент долговечности KFL=1.при длительной эксплуатации передачи
KFC-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложение нагрузки
Значение межосевого расстояние принимаем по ГОСТ 2185-75 а? = 107,69 = 125 мм.
Определяем модуль зацепление m ? 6,8 M2(up 1)/up a? b2[?f2] где b2 - это ширина венца зубчатого колеса b2 = ?a•a? b2 = 125•0,5 = 62,5 мм. принимаем по стандарту из ряда Ra40 b2 = 63 мм. m ? 6,8•307,5•103 (1,8 1)/1,8•125•63•329 = 1.25 мм принимаем стандартный модуль зацепление по ГОСТ 9563-76 mn = 1,5 мм.
Определяем толщину ремня для резинотканевых ремней (стр. 142/3/) ?/d1 = 1/40 при d1 = 224 мм ? = d1/40 = 224/40 = 5,6 мм
По таблице 8.1/3/ принимаем толщину ремня ? = 4,5 мм.
Определение номинальной удельной окружной силы
К0 = S-w•(? /d1), где S, w - опытные коэффициенты принимаемые в зависимости от вида ремня (стр. 142/3/)
S = 2,5; w = 10
К0 = 2,5-10•(4.5/224) = 2,3 Н/мм?
Определение коэффициентов условия работы
Согласно условием работы принимаем коэффициенты (8.7)
С? = 0,98
С? = 1,012
С? = 1
Ср = 1
Определение допускаемой удельной окружной силы
[K] = K0• С?• С?• С? / Ср = 2,3 Н/мм2 (8.3/3/)
Определение окружной силы передаваемой ремнем
Ft = P/ ? = 4•103/8,44 = 473,94 H (6,3/3/)
Определение ширины ремня b = Ft / ([K] ?) = 473,94/(2,3•4,5) = 45,8 мм
Принимаем b = 50 мм
Определение ширины шкивов
B = (1,1…1,15)•b
B = 1,1•45,8 = 50,38 мм
B = 1,15 • 45,8 = 52,67 мм
Принимаем стандартное значение
B = 63 мм (стр. 67/4/)
Определение силы предварительного натяжения ремня
F0 = A•?0
Где А - площадь поперечного сечения ремня
А = ?b = 4,5•50 = 225 мм? ?0 - напряжение от предварительного натяжения ?0 = 1,8 Н/мм?
F0 = 225•1,8 = 405 Н
Определение силы действующей на вал
Fb = 2F0•sin (?/2) (8,15/3/)
Fb = 2•405•0,9903 = 802,15 H.
2.10 Первая эскизная разработка чертежа узла редуктора
Компоновку проводим в два этапа.
Первую эскизную разработку выполняем для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии-оси валов на расстоянии, а? = 125 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширине венца и выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса
А1 = 1,2•8 = 9,6 мм
При наличии ступицы зазор берется от торца ступицы б) Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8 мм в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса: А = 8 мм, если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние А надо брать от этого диаметра.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 45 мм и dп2 = 50 мм.
По таблице К.27/6/ принимаем подшипники
Условные обозначения подшипника d1, мм D1, мм B, мм Динамическая грузоподъемность. Cr.КН Статическая грузоподъемность. Со, КН
209 45 85 19 33,2 18,6
210 50 90 20 35,1 19,8
Решаем вопрос о смазыванию подшипников так как редуктор по кинематической схеме находится за ременной передачи, то частота вращения его валов относительно невелика, поэтому для смазывание подшипников из масленой ванны редуктора, которая попадает в подшипниковые гнезда при его разбрызгивание вращающими колесами. Для предотвращения вытекание смазки устанавливаем мазе удерживающие кольца.
Измерение находим расстояние на ведущем валу l1 = 64 мм; на ведомом валу l2 = 63 мм. Окончательно примем l1 = l2 = 64 мм.
Глубина гнезда подшипника lг?1,5B
Для подшипника 210 lг = 1,5•20 = 30 мм.
Для редуктора примем врезные крышки. Размеры крышек по рекомендациям таблица К.18/6/, в зависимости от размеров подшипников h = 16 мм.
Зазор между ступицей шкива ременной передачи и крышкой подшипника примем 10 мм.
Зазор между цилиндром полумуфты МУВП и крышкой подшипника примем 10 мм.
Lцил = 82 мм
Измерением устанавливаем l3 = 66 мм; l4 = 119 мм.
2.11 Подбор муфты и ее проверочный расчет
Между ведомым валом редуктора и валом рабочей машины присутствует соединительная муфта.
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) которое получила широкое распространение благодаря относительной простате конструкции и удобству замены упругих элементов.
Стандартные размеры муфты подбираем на вращательном моменту М2=307,5 Н•м (таблица К.21/6/; К.22/6/)
Для диаметра выходного конца тихоходного вала DB2 = 42 мм
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы шкива до середине ступицы колеса.
Определение суммарных реакции опор
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.
Проверяем возможности установки ранее принятого подшипника: Шарикового, радиального легкой серии 209 по ГОСТ 8338-75.
В соответствии с условиями работы подшипника принимаем коэффициенты: V - Коэффициент учитывающий вращение колец
V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника)
Кб - коэффициент безопасности
Кб = 1,3…1,5 (для редукторов)
Кт - температурный коэффициент
Кт = 1,05…1,25 (при температуре 125?-200? С) x, y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок. x = 1; y = 0
Определение эквивалентной динамической нагрузки
Rэ =V•Rr2•Кб•Кт=2,08 Кн
Rэ = 1•2214,71•1,3•1,05 = 3023,08 КН
Определение расчетов долговечных подшипников
L10h = a1•a23•106/60 n1•(Cr/Rэ)3>Lh
Где а1 - коэффициент надежности а1=1 при безотказной работе подшипников и качестве эксплуатации. а23-коэффициент учитывающий качество подшипников и качество эксплуатации а23=0,7…0,8 для шариковых подшипников
Lh-требуемая долговечность подшипников
Lh = (20…30)•103 часов, для редуктора (таблица 9.4/6/)
L10h = 1•0,7•106/60•200•(33,2/3,02308)? = 77265,42 ч.
Условие выполняется.
2.13 Подбор шпоночных соединений и проверочный расчет
Для соединение вала с зубчатым колесом, шкивом и полумуфтой применяем призматические шпонки по гост 23360-78 (таблица К.42/6/)
Шпонки изготовлены из стали 45; термическая обработка-нормализация;
?в ? 600 Н/мм?
Размеры сечения шпонки и глубину паза вала выбираем в зависимости от диаметра вала из условия прочности на смятие.
Ведущий вал: диаметр выходного конца вала (под шкив) dв1 = 40 мм, Шестерня выполняется за одно целое с валом
Размеры шпонки bxh = 12х8 мм
Глубина паза вала t1 = 5 мм
Стандартная длина шпонки l = 56 мм, при длине ступицы шкива B = 63 мм. ?см = 2•М1/dв1•(h-t1)•lp ? [?см], где lp - рабочая длина шпонки lp = l-b = 56-12 = 44 мм ?см = 2•183,5•10?/40•(8-5)•44 = 69,5 Н/мм?
[?см] - 70…100н/мм2-для чугунных ступиц, при скорости ?< 30 м/с
Условие прочности выполняется.
Ведомый вал: Диаметр выходного конца вала (под полумуфту) dв2 = 42 мм
Размеры шпонки bxh = 12х8 мм
Глубина паза вала t1 = 5 мм
Стандартная длина шпонки l = 70 мм, при длине цилиндра полумуфты lц = 82 мм
Диаметр вала под зубчатое колесо dk2 = 55 мм
Размеры шпонки bxh = 16х10 мм
Глубина паза t1 = 6 мм
Стандартная длина шпонки l = 56 мм, при длине ступицы колеса lct = 66 /мм
На смятие проверяем шпонку для чугунной полумуфты как более нагруженную ?см = 2•М2/dв2•(h-t1)•lp ? [?см] lp = l-b = 70-12 = 58 мм ?см = 2•307,5•10?/42•(8-5)•58 = 84,15 Н/мм?
Условие прочности выполняется.
2.14 Вторая эскизная работа чертежа узла редуктора
Второй этап компоновки нужен целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала: - Наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояния мм. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
- Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса оставляем свободное пространство чтобы масло разбрызгиваемое зубчатым колесом при его вращении могло попасть в подшипниковые гнезда;
- Вычерчиваем крышки подшипников (табл. К18/6/);
- Между подшипниками и врезными крышками устанавливаем распорные втулки;
- Переход вала dп1 = 45 мм выполняем на расстоянии 10 мм от торца крышки подшипника;
- Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы шкива;
Длина вала короче длины ступицы на 3 мм.
Аналогично конструируем узел ведомого вала: - Отложив от середины редуктора расстояние 64 мм проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники, оставляя между торцами подшипника и внутренней стенкой корпуса свободное пространство;
- Переход вала диаметром 50 мм к присоединительному концу диаметром 42 мм выполняем на расстоянии 10 мм от торца крышки подшипника;
- Длина присоединительного конца вала на 3 мм. короче цилиндра полумуфты.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ - 23360 - 78.
Вычерчиваем шпонки, принимая их длину на 5 - 10 мм меньше длины ступиц. Уточняем расстояние между опорами. Отклонения от ранее принятых величин незначительны.
2.15 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников
Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание зубчатого зацепления жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Масло заливается внутрь корпуса до полного погружения обода колеса.
Сорт масла выбираем в зависимости от расчетного контактного напряжения зубьев колеса и фактической окружной скорости колес.
При контактных напряжениях ?н = 502,2 Н/мм2 и окружной скорости ? = 0,94 м/с, принимаем масло (табл 10.29/6/) И-Г-А-68 (Индустриальная гидравлическое масло без присадок)
Количество масла применяем из расчета 0.4…0.8 литров масла на 1КВТ из расчета мощности. V = 0.5•Рдв = 0,5•4 = 2 литра.
В цилиндрических редукторах уровень масла определяем из условия m ? hm ? 0,25d2
1,5 ? 15 ? 40,125
Принимаем
Подшипники смазываем разбрызгиванием масла вращающимся зубчатым колесом, при котором масло попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников.
2.16 Выбор посадок. Расчет зазоров, построение полей допусков
При передачи вращающего момента шпоночным соединением рекомендуется на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса создавать натяг.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями ГОСТ 2530047 - 82 (таблица 8.11 /4/).
- посадка зубчатого колеса на вал H7/р6
- посадка шкива ременной передачи на вал редуктора H7/h6
- посадка полумуфты МУВП на тихоходный вал редуктора H7/h6
- посадка внутренних колец подшипника на валы L0/к6
- посадка наружных колец подшипника в корпус H7/l0
- посадка крышек подшипника в корпус редуктора H7/h7
- посадка распорных втулок H8/h8
Строим схему полей допусков для посадки с натягом: O55 Н7/р6
Значение допуска и предельных отклонений для основного отверстия: TD = 30 мкм EI = 0 ES = 30 мкм
Значение допуска и предельных отклонений для вала: Td = 19 мкм ei = 32 мкм es = 51 мкм
Вычисляем предельные размеры: - для отверстия: Dmax = D ES = 55 0,030 = 55,030 мм
Dmin = D EI = 55 0 = 55 мм
- для вала: dmax = d es = 55 0,051 = 55,051 мм dmin = d ei = 55 0,032 = 55,032 мм
Вычисляем натяги: Nmax = es - EI = 51 - 0 = 51 мкм
Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: - На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80° - 100° C;
Распорные втулки и крышки подшипников;
- В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубатое колесо до упора в бурт вала;
Затем надевают распорную втулку, устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле, распорные кольца и врезные крышки подшипников;
- Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора;
Надевают крышку корпуса, предварительно покрывая стыки крышки и корпуса спиртовым лаком; Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; Затягивают болты, крепящие крышки к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые гнезда закладывают пластичную смазку.
Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Затем закрепляем крышку болтами, ввертывают пробку масло спускного отверстия, прокладкой и масло указатель. Заливают в корпус масло, Закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе установленной техническими условиями.
Вывод
В курсовом проекте был запроектирован и рассчитан одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения. Передача прямозубая.
Были выбраны: - Мощность электродвигателя;
- Материалы шестерни и колеса;
- Определенны параметры зубчатой и ременной передачи;
- Выполнен подбор и проверочный расчет подшипников качения, муфты, шпонок;
- Описана последовательность сборки редуктора.
По результатам расчета редуктора оценивается критерий технического уровня.
За критерий технического уровня разработанного редуктора можно принять отношение
То есть отношение массы редуктора m(кг), к вращающему моменту M2 (н?м)
На тихоходном валу редуктора.
Массу редуктора определяем по формуле: m = j?r?V, где j - коэффициент заполнения, определяется по графикам в зависимости от межосевого расстояния. При aw = 125 мм; j = 0,43 r - плотность чугуна r = 7,4 • 103 кг/м3
V - Ориентировочный объем редуктора
V = L?B?H (м3)
V = 270?86?183,5 = 0,0043 м3 m = 0,43 • 7,4 • 103 • 0,0043 = 1,37 кг
Технический уровень редуктора высокий.
Качественная оценка уровня - высокая (таблица 12.1/6/)
Список литературы
1 Клоков В.Г. Расчет и проектирование деталей машин - М.: МГИУ, 2011
2 Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин - М.: Илекса, 1999
3 Фролов М.И Техническая механика. Детали машин - М.: Высшая школа, 2009
4 Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 2009
5 Чернилевский Д.В Курсовое проектирование деталей машин и механизмов - М.: Высшая школа, 1999
6 Шейнблит А.Е Курсовое проектирование деталей машин - Калининград: Янтарный сказ, 2014
7 Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А Детали машин - М.: Высшая школа, 2013
Размещено на
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
