Каталог :: Технология

Курсовая: Одноступенчатый редуктор

                           Задание на проектирование.                           
     1). Электродвигатель.
I). Вал.
2). Ремённая передача.
II). Вал.
3). Муфта.
4). Редуктор.
5). Муфта.
III). Вал.
6). Исполнительный механизм
                                Исходные данные:                                
1.       Мощность
9 кВт
2.      Частота вращения
160 об/мин
3.      Режим работы
тяжёлый
4.      Периодичность включения
30 %
5.      Срок службы
5 лет
6.      Коэффициент использования передачи:
а). в течении суток
0,5
б). в течении года
0,5
7.   Реверсивность
реверсивный
8.   Тип передачи
ремённая,
цилиндрическая
прямозубая.
Содержание
     

Введение 2

1. Кинематические и энергетические параметры. 3 1.1. Подбор электродвигателя. 3 1.2. Общее передаточное отношение и передаточное отношение ступеней. 3 1.3. Частоты вращения валов. 3 1 4. Мощности, передаваемые валами. 4 1.5. Крутящие моменты, передаваемые валами. 4 2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. 7 2.1. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. 7 2.2. Межосевое расстояние. 9 2.3. Модуль, суммарное число зубьев, ширина зубчатого колеса. 9 2.4. Фактическое передаточное число. 10 2.5.Фактическая окружная скорость. 10 2.6. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям. 11 2.7. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. 11 2.8. Основные геометрические размеры зубчатых колес. 12 3.Расчет валов. Подбор подшипников. 15 3.1. Ориентировочный расчет валов. 15 3.2. Эскизная компоновка вала. 15 3.3. Расчетные схемы валов. Эпюры изгибающих и сжимающих моментов. 15 3.4. Расчет шпонок на смятие. 16 3.5. Проверка долговечности выбранных подшипников. 16 3.6. Уточненный расчет вала. 17 4.Конструктивный размер корпуса редуктора. 19 5. Конструирование колеса. 20 6. Смазка. 20 7. Сборка редуктора. 21 8. Заключение. 21 9. Литература. 22 10. Спецификация. Введение. Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения. Проектируемый в данной работе привод включает ременную передачу и одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора. 1. Кинематические и энергетические параметры 1.1. Подбор электродвигателя. Требуемая мощность электродвигателя: где PI – мощность на первом валу; PIII – мощность на третьем валу; ηo – общий КПД привода. Общий КПД привода: где ηр.п. – КПД ремённой передачи; ηз.п. – КПД зубчатой передачи; ηп. – КПД привода. 1.2. Общее передаточное отношение и передаточное отношение ступеней. где nI - частота вращения на первом валу; nIII – частота вращения на третьем валу (из исходных данных). где nc – синхронная частота вращения двигателя; S – коэффициент скольжения. где uр.п. – передаточное отношение ремённой передачи; uз.п. – передаточное отношение зубчатой передачи. 1.3. Частоты вращения валов. где nII – (из исходных данных). 1.4. Мощности, передаваемые валами. где PIII - (из исходных данных). 1.5. Крутящие моменты, передаваемые валами. Исходные данные и результаты расчёта клиноремённой передачи
Крутящий момент на ведущем шкиве е Н*м96.8
Частота вращения ведущем шкиве в об/мин973
Заданное передаточное отношение2

Требуемый срок службы ремня * ч

5000

Расчетный срок службы ремня в ч

6956
Тип нагрузкиПеременная
Число смен работы передачи в течении суток2
Длина ремня в мм2000
Тип сечения ремняВ
Площадь поперечного сечения ремня в кв. мм138

Ширина нейтрального слоя ремня в мм

14
Диаметр ведущего шкива в мм200
Диаметр ведомого шкива в мм400
Расчетное передаточное отношение2.03
Межосевое расстояние ременной передачи в мм519.1
Угол охвата ведущего шкива в град158
Скорость ремня в м/с10.2

Эквивалентное число циклов нагружения

1.834Е+08
Приведенное полезное напряжение в МПа3.64
Допускаемое полезное напряжение в МПа2.57
Число ремней3
Полезная окружная сила в кН0.97
Сила предварительного натяжения одного ремня в кН0.36
Сила, действующая на валы передачи, в кН2.13
Электродвигатель 4A160S6
Мощность электродвигателя в кВт11
Диаметр вала электродвигателя в мм42
Требуемая мощность в кВт9.858
Расчет выполняется по требуемой мощности привода
Общий КПД привода0.913
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ЧИСЛА
Ременной передачи2
Редуктора3
Общее передаточное число привода6
ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛОВ в об/мин
Вала электродвигателя973
Ведущего шкива973
Быстроходного вала редуктора486.5
Тихоходного вала редуктора162.167
Вала исполнительного механизма162.167
КРУТЯЩИЕ МОМЕНТЫ НА ВАЛАХ в Н*М
Вал электродвигателя96.756
Вал ведущего шкива96.756
Быстроходный вал редуктора185.772
Тихоходный вал редуктора535.191
Вал исполнительного механизма535.191
Консольная нагрузка от муфты на тихоходном валу в кН2.897
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ РАЗМЕРЫ ВАЛОВ РЕДУКТОРА в мм
Быстроходный вал:
Диаметр выходного конца35
Длина выходного конца56
Тихоходный вал:
Диаметр выходного конца45
Длина выходного конца92
Диаметр участка под зубчатое колесо60
Расчёт энергетических и кинематических параметров привода

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. В соответствии с рекомендациями выбираем для шестерни сталь 40Х, для колеса- сталь 45 (нормализация). Допускаемые контактные напряжения: где SHj – коэффициент безопасности; sH limbj – базовый предел контактной выносливости; KHLj – коэффициент долговечности. sH limb1 = 2HB1+70, sH limb2 = 2HB2+70, (для шестерни j = 1, для колеса j = 2). Для определения коэффициента долговечности, находим число циклов нагружения: где LГ – срок службы; КГ – коэффициент использования в течении года; Кс - коэффициент использования в течении суток; ПВ – относительная продолжительность включения. где tp – время работы; tПЗ – время паузы. Определяем базовые числа циклов перемен напряжений: Находим эквивалентные числа циклов переменных напряжений: где МН = 0,18 – коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи. Значение коэффициента долговечности КHL определяется по формуле: где NHO – базовое число циклов перемен напряжений для контактных напряжений. Определяем sНР:

Выбираем наименьшее из полученных значений sНР.

Допускаемые напряжения изгиба: где sF limbj – базовый предел изгибной выносливости; SFj – коэффициент безопасности; KFCj – коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки; KFLj – коэффициент долговечности. sF limbj = 1,8НВj. Значение коэффициента долговечности КFL определяется по формуле: где NFO – базовое число циклов перемен напряжений для изгибных напряжений; m = 6 при НВ £ 350; NFE – эквивалентные числа циклов переменных напряжений. где MF = 0,06 – коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи. 2.2. Межосевое расстояние. где с = 430 для косозубых и шевронных передач; Yba = 0,4 коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию. Крутящий момент на шестерне равен моменту на быстроходном валу редуктора, т.е.: KH – коэффициент нагрузки: где KHb - коэффициент концентрации или равномерности нагрузки по длине контактной линии; КHV – динамический коэффициент; KHa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Предварительно назначаем 8 степень точности передачи. Для 8 степени точности KHV = 1,0.1,05, принимаем KHV =1,03. Коэффициент KHa может быть определён только тогда, когда определены размеры передачи, KHa выбираем из интервала 1,05.1,15, KHa = 1,1. Для определения коэффициента KHb находим коэффициент ybd по соотношению: номер схемы рассчитываемой передачи – IV при HB £ 350, KHb = 1,1 полученные значения межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 12289-76, аw = 160мм. 2.3. Модуль, суммарное число зубьев, ширина зубчатого колеса. Ориентировочно определяем величину модуля: по ГОСТ 9563-80, выбираем mn = 2мм. Следует иметь в виду, что для силовых передач модуль меньше 2мм рекомендуется не применять. Ширина зубчатого колеса: полученное значение округляем до ближайшего из ряда Ra20 по ГОСТ 6636-69. 2.4. Фактическое передаточное число. Число зубьев шестерни: где zS - суммарное число зубьев. Число зубьев колеса: Фактическое передаточное число: фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u0 < 4,5 и на 4% при u0 > 4,5. 2.5. Фактическая окружная скорость. Определяем диаметры делительных окружностей шестерни и колеса: Для проверки убедимся, что полу сумма делительных диаметров шестерни и колеса равна межосевому расстоянию: определяем степень точности передачи и оставляем восьмую. 2.6. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям. где K = 8540. Коэффициент нагрузки: коэффициенты KHV и KHa уточняем, после определения размеров передачи и фактической окружной скорости, KHV = 1,01; KHa = 1,09. Перегрузка по контактному напряжению допускается не более 5%. 2.7. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. Для шестерни: где g =1. Определяем коэффициент нагрузки: где KFb - коэффициент концентрации нагрузки по изгибу; KFV – динамический коэффициент; KFa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Для определения коэффициента формы зуба YF1 находим эквивалентное число зубьев: Для колеса: Аналогично определяем YF2: 2.8. Основные геометрические размеры зубчатых колёс. Диаметры дополнительных окружностей шестерни и колеса: Диаметры окружностей вершин зубьев: Диаметры окружностей впадин зубьев: Расчёт цилиндрической зубчатой передачи исходные данные
Тип зубаПрямой
Тип передачиРеверсивная
Крутящий момент на шестерне в Н*м185.8
Частота вращения шестерни в об/мин486.5
Номинальное передаточное отношение3.154
Срок службы передачи в годах5
Коэффициент использования передачи в течении года0.5
Коэффициент использования передачи в течении суток0.5
Режим работыТяжелый
Продолжительность включения в %30
Материал заготовки шестерниСталь 40Х
Термообработка Закалка ТВЧ, твердость зуба - 45-50HRC
Материал заготовки колесаСталь 45
Термообработка Улучшение, твердость зуба - 235-262 НВ

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ПЕРЕДАЧИ

ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

Продолжительность работы передачи в ч. 3285
Суммарное число циклов нагружения зуба шестерни N1 9.589Е+07
Суммарное число циклов нагружения зуба колеса Nc2 3.040Е+07
Коэффициенты эквивалентности для шестерни Khe1=0.3, Kfe1=0.2
Коэффициенты эквивалентности для колеса Khe2=0.5, Kfe2=0.3
Эквивалентное число циклов нагружения зуба шестерни Ne1 4.794Е+07
Эквивалентное число циклов нагружения зуба колеса Nе2 1.520E+07
Базовое число циклов контактного нагружения шестерни Nно1 7.302Е+07
Базовое число циклов контактного нагружения колеса Nно2 1.682Е+07
Коэффициенты долговечности для шестерни Khl1=1.073, Kfl1=1
Коэффициенты долговечности для колеса Khl2=1.017, Kfl2=1
Коэффициенты безопасности для шестерни Sh1=1.2, Sf1=1.9
Коэффициенты безопасности для колеса Sh2=1.1, Sf2=1.65
Базовый предел контактной выносливости для шестерни в МПа 1007.5
Базовый предел контактной выносливости для колеса в МПа547
Базовый предел изгибной выносливости для шестерни в МПа600
Базовый предел изгибной выносливости для колеса в МПа435.5
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа900.6
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа524.2
Допускаемые контактные напряжения для передачи в МПа524.2
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни в МПа237.2
Допускаемые напряжения изгиба для колеса в МПа171.6
РАСЧЕТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
Расчетные контактные напряжения в МПа485.6

Расчетные напряжения изгиба для шестерни в МПа

181.4
Расчетные напряжения изгиба для колеса в МПа157.4
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ПЕРЕДАЧИ
Межосевое расстояние в мм180
Модуль в мм2.25
Число зубьев шестерни Z1 = 39, колеса Z2 = 123
Фактическое передаточное отношение3.154
Угол зацепления18гр.56’44”
Коэффициент смещения шестерни X1 = -0.951, колеса Х2 = 0
Коэффициент воспринимаемого смещения-1
Коэффициент уравнительного смещения0.049
Делительное межосевое расстояние182.25
Диаметры делительной окружн. шестерни d1=87.75, колеса d2=276.75
Диаметры окружности вершин шестерни da187.751, колеса da2=281.03
Диаметр «окружности впадин шестерни df1=77. 846, колеса df2=271.125
Ширина венца шестерни в мм bw1= 60, колеса bw2= 55
Коэффициент торцевого перекрытия1.936
Окружная скорость в зацеплении в м/с2.24
УСИЛИЯ В ЗАЦЕПЛЕНИИ в кН
Окружная сила 4.234
Радиальная сила 1.37
Осевая сила0
3. Расчёт валов. Расчёт подшипников. 3.1. Ориентировочный расчёт валов. где Ti – крутящий момент; [t] – допускаемое напряжение на кручение. Полученный результат округляем по Ra40 в большую сторону. 3.2. Эскизная компоновка вала.
Тихоходный вал
Участок валаДиаметр вала, (мм)Длина вала, (мм)
14545
25050
34545
45050
54545
64040
73556
3.3. Расчётные схемы валов. Эпюры изгибающих и сжимающих моментов. Полные усилия: где Ft – окружное усилие; Fr – радиальное усилие; Fa – осевое усилие. Окружное усилие и полное усилие на зубе ведущего колеса (шестерни) всегда направлены в сторону противоположную вращению, а на колесе по направлению вращения. Осевое усилие направлено параллельно оси колёс. Радиальное усилие зависит и от направления вращения и от линии наклона зуба. 3.4. Расчёт шпонок на смятие. где Т – передаваемы вращающий момент; d – диаметр вала в месте установки шпонки; lp – рабочая длина шпонки; (h – t1) = Acм – площадь смятия. 3.5. Проверка долговечности выбранных подшипников. Эквивалентная нагрузка на подшипник: где X – коэффициент радиального нагружения в опоре (1); V – коэффициент вращения (1); FrA – радиальная нагрузка в опоре; Y – коэффициент осевого нагружения (0); FaA – осевая нагрузка в опоре; KБ – коэффициент безопасности (1,1 ¸ 1,5); KT – температурный коэффициент (1,05). Долговечность подшипника: где n – частота вращения вала подшипника; С – динамическая грузоподъёмность подшипника; РА – эквивалентная нагрузка; m – показатель степени для шарикоподшипников m = 3. 3.6. Уточнённый расчёт вала. Суммарный коэффициент запаса прочности: где Ss - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; St - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям; где s-1, t-1; ks , kt - коэффициент влияния концентрационных напряжений; es , et - коэффициент, учитывающий влияние поперечного сечения(масштабный фактор); sa, ta – амплитудное значение; ys , yt - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла; sm, tm – симметричный и отнулевой цикл нагружения.

Результаты расчёта подшипников тихоходного вала

Шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии М211
Частота вращения вала в об/мин154.44
Коэффициент безопасности подшипника1.3
Температура подшипникового узла в град.100
Температурный коэффициент1
Радиальная нагрузка на левый подшипник в Кн7.27
Радиальная нагрузка на правый подшипник в Кн0.67
Осевая нагрузка на подшипник в Кн0
Динамическая грузоподъемность в Кн43.6
Статическая грузоподъемность в Кн25
Коэффициент радиальной нагрузки1
Коэффициент осевой нагрузки0
Эквивалентная динамическая нагрузка в Кн9.45
Долговечность подшипника в часах10598
Результаты расчёта шпонок тихоходного вала
Диаметр участка вала в мм60
Крутящий момент, передаваемый шпонкой, в Н*М535.2
Сечение шпонки b*h18*11
Длина шпонки в мм63
Глубина шпоночного паза на валу в мм7
Напряжение смятия на рабочей грани шпонки в МПа99.1
Диаметр участка вала в мм45
Крутящий момент, передаваемый шпонкой, в Н*М535.2
Сечение шпонки b*h14*9
Длина шпонки в мм80
Глубина шпоночного паза на валу в мм5.5
Напряжение смятия на рабочей грани шпонки в МПа103
Результаты уточнённого расчёта тихоходного вала
Материал вала Сталь45, термообработка - Нормализация
Предел прочности материала вала, МПа610
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа262
Предел выносливости при симметричном цикле кручения, Па152
Коэффициент асимметрии цикла напряжений кручения0.1
Фактор шероховатости0.95
Расстояние от левого торца вала до опасного сечения в мм83
Диаметр вала в опасном сечении в мм45
Ширина шпоночного паза, мм14
Глубина шпоночного паза на валу, мм5.5
Осевой момент сопротивления, мм куб7611
Полярный момент сопротивления, мм куб16557
Масштабный фактор при действии нормальных напряжений Ес0.82
Масштабный Фактор при действии касательных напряжений Et0.71
Эффект, коэфф. концентрации напр, для шпон, паза Кс1.8
Отношение Кс/Ес для шпоночного паза2.2
Отношение Кс/Ес для посадки с натягом2.96
Максимальный изгибающий момент в опасном сечении, Н*м97.9
Крутящий момент в опасном сечении, Н*м535.2
Виды концентраторов - посадка с натягом, шпоночный паз
Амплитудное значение цикла нормальных напряжений, МПа12.9
Коэффициент запаса прочности по норм, напряжениям6.54
Эффект, козфф. концентрации напр. для шпон, паза Kt1.58
Отношений Kt/Et для шпоночного паза2.24
Амплитудное значение цикла касат. напряжений, МПа16.2
Среднее значение цикла касат. напряжений в МПа16.16
Коэффициент запаса прочности по касат. напряжениям3.82
Суммарный коэффициент запаса прочности3.3
4. Конструктивный размер корпуса редуктора. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: во всех случаях: d ³ 8мм и d1 ³ 8мм. Толщина рёбер корпуса: Толщина рёбер крышки: Высота лапы : 2,5d. Высота бобышек: 0,45 Dкр (большей). Высота фланцев: 1,5d. Диаметр болтов: фундаментных – в бобышках (у подшипниковых гнёзд) - на фланцах - . 5. Конструирование колеса. Диаметр ступицы: Длина ступицы: Толщина ступицы: где b – ширина венца. Толщина обода: где - модуль нормальный. 6. Смазка. В данном редукторе смазка производится путём окунания в масляную ванную. На дно корпуса налито масло, колёса окунаются в масло и несут смазку с соприкасающимся частям. Для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание масла тихоходное колесо погружено на 1/3 радиуса, а быстроходное колесо – не более чем на одну или две высоты зуба. Объём масла в редукторе: где Адна – площадь поверхности дна; hM – высота масла в корпусе редуктора. Для одноступенчатых редукторов объём масла должен исходить из расчёта 0,2¸0,6 литра масла на 1 кВт мощности. 7. Сборка редуктора. Сборку редуктора производить в порядке, обратном разборке. Первым устанавливается тихоходный вал и по направляющим штифтам устанавливается крышка. После сборки проверить передаточное отношение редуктора. Для этого повернуть быстроходный вал на такое число оборотов, за которое тихоходный вал повернётся на один оборот. 8. Заключение. Работа выполнена в соответствии с заданием. Спроектирован одноступенчатый редуктор. 9. Литература. 1. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин». М.: «Машиностроение» 1987 г. 2. П.Г. Гузенков «Детали машин». М.: «Высшая школа» 1984 г. 3. Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина «Детали машин». М.: «Высшая школа» 1984 г. 4. С.А. Чернавский «Проектирование механических передач». М.: «Машиностроение» 1984 г.