Курсовая: Одноступенчатый цилиндрический редуктор
Введение.
Развитие хозяйства тесно связано с ростом машиностроения, ибо материальное
могущество человека заключено в технике Ц машинах, механизмах, аппаратах и
приборах, выполняющих весьма разнообразную полезную работу. В настоящее время
нет такой отрасли хозяйства, в которой не использовались бы машины и
механизмы в самых широких масштабах.
Технический уровень всех отраслей хозяйства тесно связаны и в значительной
степени определяется уровень развития машиностроения. На основе развития
машиностроения осуществляется комплексная механизация в промышленности
сельского хозяйства, строительстве, на транспорте, в коммунальном хозяйстве.
В решениях правительства постоянно уделяется внимание усовершенствованию и
развитию конструкции современных машин. Указываются направления и требования,
которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов.
Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие
эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход
энергии и эксплуатационных материалов.
Весьма различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных
по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует, что одни и
те же методы анализа, расчета и проектирования находят применение казалось бы
в далеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин
общего назначения используются в приводах, то они выбраны одним из объектов
курсового проектирования. Привод машин и механизма Ц система, состоящая из
двигателя и связанных с ним устройств для приведение в движение рабочих
органов машин.
Редуктор Ц это комплексная зубчатая передача, состоящая из зубчатых колес,
валов, осей, подшипников, корпуса и системы смазки.
По большому счету редуктор используется для передачи мощности от
электродвигателя к рабочим механизмам.
Редуктора рассматриваемого типа изготавливаются с прямозубыми, кривозубыми и
шивронными колесами. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения.
Корпус изготавливается чаще литым чугунным и реже стальным, сварным.
Задание на проектирование.
Сконструировать одноступенчатый цилиндрический редуктор.
1. Мощность на ведомом валу редуктора N = 3,3 кВт
2. Число оборотов ведомого вала n = 120 об/мин.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Определим КПД привода (табл. 1.1)
,
где - КПД ременной передачи, = 0,97;
- КПД пары подшипников, = 0,99;
- КПД зубчатой передачи, =0,97.
.
Определим требуемую мощность электродвигателя.
кВт
По табл. П5 по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОП2-42-6 N
= 4 кВт, n = 955 об/мин.
Передаточное число привода.
Частные передаточные числа (таб.1.2)
- редуктора ip = 4
- ременной передачи
Частоты вращения и угловые скорости валов обработана и шкивов ременной передачи
Н1 = Ндв= 955 об/мин, рад/сек.
об/мин рад/сек.
об/мин рад/сек.
2. Расчет зубчатых колес редуктора.
Выбираем материалы по средним механическими характеристиками (табл. 3.3).
- для шестерни Ц сталь 43, термообработка Ц
улучшение, твердость НВ200
Определяем вращающие моменты на валах:
- на валу ведущая шкива ременной передачи
на ведущем валу редуктора
На ведомом валу редуктора
Допустимые контактные напряжение
где - предел контактной выносливости (табл. 3.2)
= 2НВ∙70 = 2∙200 + 70 = 470 Н/мм2
- коэффициент долговечности, = 1,0
=1,15
межосевое расстояние из условия контактной выносливости
,
где - коэффициент нагрузки (табл. 3.1.)
= 1,1
- коэффициент ширины венца для шивронных передач
= 0,5.
V = ip = 4
принимаем = 140 мм.
Нормальный модуль зацепления
принимаем =2,5 мм.
Определяем суммарное число зубьев
для шивронных колес (3.12)
где - угол наклона меньше зуба, принимаем = 30о.
Определяем число зубьев шестерни колеса
Основные размеры шестерни и колеса диаметры длительные
проверяем
Диаметр вершины зубьев
мм
мм
Ширина колеса
мм
Ширина шестерни
мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
Принимаем 8-ю степень прочности.
Коэффициент нагрузки
,
где - коэффициент, учитывающий неравномерность по ширине венца (таб.3.5)
- коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (табл.3.4)
- динамический коэффициент (табл. 3.6), =1,0
= 1,0∙1,05∙1,0 = 1,05
Проверяем контактные напряжения
Силы действующие в зацеплении
Окружная Н
Радиальная Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.
,
где - коэффициент нагрузки
,
где
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев
(табл. 3.7)
- коэффициент динамичности (табл. 3.8)
- коэффициент
прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентности числа
зубьев .
у шестерни
у колеса
при этом ,
Определим допускаемое напряжение
,
где = 0,8 НВ
для шестерни = 1,8∙230 = 415 Н/мм2
для колеса = 1,8∙200 = 360 Н/мм2
- коэффициент запаса прочности
(табл. 3.9)
- для наковок и штампов
= 1,75∙1,0 = 1,75
Допускаемые напряжения
для шестерни
для колеса
Находим отношение
для шестерни
для колеса
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное значение
меньше.
Определяем коэффициент и
3. Предварительный расчет
Расчет переводим на кручение пониженным индукционным напряжениям.
Ведущий вал Н/мм2.
мм
Принимаем мм
мм (под подшипниками)
Шестерню выполним заодно с валом
ведомый вал
мм
Принимаем мм
мм (под подшипниками)
мм (под колесом)
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
шестерня
колесо
Диаметр ступицы.
dст = 1,6 dк2 = 1,6∙50 = 80 мм
Длина ступицы
Толщина обода
принимаем
Толщина диска
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки
= 0,025а + 1 = 0,025∙140 + 1 = 4,5 мм, принимаем = 5 мм
= 0,02а + 1 = 2,8 + 1 = 3,8 мм принимаем = 5 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Верхний пояс корпуса и пояс крышки
b = 1,5 = 1,5 ∙5 = 7,5 мм, принимаем b = 8 мм
b1 = 1,5 = 1,5 ∙5 = 7,5 мм, принимаем b = 8 мм
Нижний пояс корпуса
Р = 2,35=2,35∙5 = 11,8 мм принимаем Р = 12 мм
Диаметр болтов:
фундаментных
Принимаем болты с резьбой М16.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
Принимаем болты М12
Соединяющих крышку с корпусом
Принимаем болты М8
6. Расчет ременной передачи.
Исходные данные
N1 = 3,58 кВт n1 = 955 об/мин
n2 = 480 об/мин
Диаметр меньшего шкива
Округляем до ближайшего большего значения по стандартному ряду диаметров
чугунных шкивов. Д1 = 200 мм
Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения = 0,01.
мм.
Принимаем Д2 = 395 мм
Уточняем предаточное отношение:
об/мин < 1% от заданного
Определяем скорость ремня
Окружное усилие
Допускаемое полезное напряжение
,
где = 2,25 (табл. 5.4)
= 1,0 (для горизонтальных и наклонных передач)
Межосевое расстояние
а = 2(Д1 + Д2) = 2(200 + 395) = 1194 мм.
Принимаем а = 1200 мм
Угол обхвата на малом шкиве
(с учетом 2-х сменной работы)
Н/мм2.
Необходимая площадь поперечного сечения ремня
В
Подбираем размеры поперечного сечения прорезиненного ремня (табл. 5.1 тш.В)
Из условия следует, что толщина ремня должна быть не больше
Число прокладок (без прослоек) больше 4.
Выбираем ремень типа В с тремя прокладками и толщиной =1,253= 3,75.
Ширина ремня
Принимаем b = 50 мм, b= 187,5 мм2.
Расчетная длина ремня
Число пробегов ремня в секунду.
Определяем силы, действующие в передаче
Предварительное натяжение каждой ветви
Натяжение ведущей ветви
Натяжение ведомой нити
Проверяем окружное усилие
Давление на вал
7. Первый этап компоновки редуктора
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2
А1 = 1,2 5 = 6 мм
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колес до внутренней стенки
корпуса
А = = 5 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии, габариты
подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки.
dn1 = 35 мм; dn2 = 45 мм.
| Условное обозначение подшипника | d | Д | В | Грузоподъемность кН | |
| Размеры мм | С | С0 | |||
| 207 | 35 | 72 | 17 | 19,7 | 13,6 |
| 209 | 45 | 85 | 19 | 25,2 | 17,8 |