Расчет конического редуктора

Министерство образования и науки Российской Федерации.

Федеральное агентство по образованию.

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования.

Самарский государственный технический университет.

Кафедра: «Прикладная механика»

Курсовой проект по механике

Студент 2 — ХТ — 2

Руководитель: к. т. н., доцент

Cамара,

2004 г.

Техническое задание № 65.

Коническая передача.

Частота вращения вала электродвигателя:.

Вращающий момент на выходном валу редуктора:.

Частота вращения выходного вала: .

Cрок службы редуктора в годах: .

Коэффициент загрузки редуктора в течение года: .

Коэффициент загрузки редуктора в течение суток:.

1.

Введение

_________________________________________________________4

2. Кинематический и силовой расчёт привода__________________________4

2.1 Определение частот вращения валов редуктора______________________4

2.2. Расчёт чисел зубьев колёс________________________________________4

2.3. Определение фактического передаточного отношения_______________5

2.4. Определение КПД редуктора_____________________________________5

2.5. Определение номинальных нагрузочных моментов на каждом валу, схема механизма___________________________________________________5

2.6. Расчёт потребной мощности и выбор электродвигателя, его размеры___5

3. Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений_________________7

3.1. Определение твёрдости материалов, выбор материала для зубчатого колеса____________________________________________________________7

3.2. Расчет допускаемых напряжений _________________________________7

3.3. Допускаемые напряжения на контактную выносливость______________7

3.4. Допускаемые напряжения на изгибную выносливость________________8

4. Проектный и проверочный расчёт передачи__________________________8

4.1. Вычисление предварительного делительного диаметра шестерни______8

4.2. Вычисление предварительного модуля передачи и уточнение его по ГОСТу___________________________________________________________8

4.3. Расчёт геометрических параметров передачи_______________________8

4.4. Проверочный расчёт передачи___________________________________9

4.5. Усилия в зацеплении___________________________________________9

5. Проектный расчёт вала и выбор подшипников ______________________12

6. Эскизная компоновка и расчёт элементов конструкции_______________12

6.1. Расчёт зубчатого колеса________________________________________12

6.2. Расчёт элементов корпуса______________________________________13

6.3. Расчёт мазеудерживающих колец_______________________________13

6.4. Расчёт крышки подшипников__________________________________13

6.5. Выполнение компоновочного чертежа__________________________13

7. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений _______________14

8. Проверочный расчёт вала на усталостную выносливость______________15

9. Проверочный расчёт подшипников выходного вала на долговечность___18

10. Подбор и расчет соединительной муфты___________________________19

11. Смазывание редуктора__________________________________________19

12. Сборка и регулировка основных узлов редуктора___________________20

13. Список используемой литературы________________________________22

14. Приложения__________________________________________________23

Введение.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, 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.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 90. Передачи с углами, отличными от 90, встречаются редко.

Наиболее распространённый тип конического редуктора — редуктор с вертикально расположенным тихоходным валом. Возможно исполнение редуктора с вертикально расположенным быстроходным валом; в этом случае привод осуществляется от фланцевого электродвигателя

Передаточное число u одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колёсами, как правило, не выше 3; в редких случаях u = 4. При косых или криволинейных зубьях u = 5 (в виде исключения u = 6.3).

У редукторов с коническими прямозубыми колёсами допускаемая окружная скорость (по делительной окружности среднего диаметра) v? 5 м/с. При более высоких скоростях рекомендуют применять конические колёса с круговыми зубьями, обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.

2 Кинематический и силовой расчет привода.

2.1 Определение частот вращения валов редуктора:

.

Частота вращения первого (входного) вала: .

Частота вращения второго (выходного) вала:.

2.2 Расчёт чисел зубьев передач.

Расчётное число зубьев шестерни определяют в зависимости от величины передаточного отношения передачи:

Значение округляют до целого числа по правилам математики: .

Расчётное число зубьев колеса, необходимое для реализации передаточного числа, определяют по зависимости: .

Значение округляют до целого числа :.

2.3 Определение фактического передаточного отношения:

.

2.4 Определение КПД редуктора.

Для конического редуктора .

Вращающий (нагрузочный) момент на выходном валу редуктора:.

На входном валу: .

2.5 Определение номинальных нагрузочных моментов на каждом валу, схема механизма.

Мощность на выходном валу редуктора, кВт:

кВт, где:

— вращающий момент выходного вала,

— частота вращения выходного вала.

Расчетная мощность электродвигателя:

Данному соответствует мощность=5,5 кВт, т. е. электродвигатель типа 112М4.

3 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для конических передач.

3.1 Определение твёрдости материалов, выбор материала для зубчатого колеса.

Марку стали можно выбрать в зависимости от твердости. Ориентировочно твердость стали можно определить по зависимости:

где:

— вращающий момент на входном валу редуктора, Нм;

— диаметр вала электродвигателя, мм.

Величину HB округляем до целого числа (в большую сторону), кратного 10: HB=200. По таблице марка стали: сталь 45, вид термообработки — улучшение, предел прочности, предел текучести .

3.2 Расчет допускаемых напряжений.

Исходя из условий эксплуатации и видов повреждений зубчатых колес рассчитывают допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость для наиболее слабого звена в передаче.

Таким звеном для конических передач является шестерня, испытывающая наибольшее количество циклов нагружения в течение заданного срока службы привода L.

Для определения фактического числа циклов нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации необходимо знать суммарное время работы передачи в часах, определяемое по формуле:

где:

— срок службы редуктора в годах,

— коэффициент загрузки редуктора в течение года,

— коэффициент загрузки редуктора в течение суток.

определяется из формулы:

где:

— частота вращения вала шестерни.

3.3 Допускаемые напряжения на контактную выносливость.

Допускаемые напряжения на контактную выносливость определяют по формуле:

МПа, где:

— предел контактной выносливости, МПа; определяют по зависимости:

МПа;

— коэффициент запаса контактной прочности;

— коэффициент долговечности; рассчитывают по зависимости:

здесь — базовое число циклов:

Диапазон значений находится в пределах:. Т.к. рассчитанный коэффициент, то принимаем .

3.4 Допускаемые напряжения на изгибную выносливость.

Допускаемые напряжения на изгибную выносливость определяют по формуле:

МПа, где:

— предел изгибной выносливости, МПа; определяют в зависимости от твердости материала HB:

МПа,

— коэффициент запаса изгибной прочности;

— коэффициент долговечности; рассчитывают по зависимости:

здесь — базовое число циклов.

Диапазон значений находится в пределах:. Т.к. рассчитанный коэффициент, то принимаем .

4 Проектный и проверочный расчёт передачи.

4.1 Вычисление предварительного делительного диаметра шестерни.

Рассчитываем основные геометрические параметры из условия контактноусталостной прочности активных поверхностей зубьев (с точностью 0,01 мм — для линейных величин, 0,0001 град — для угловых величин):

Внешний делительный диаметр шестерни (предварительное значение), мм:

мм, где:

— коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность ее распределения; в курсовом проектировании с достаточной степенью точности можно принять .

4.2 Вычисление предварительного модуля передачи и уточнение его по ГОСТу:

.

По расчетной величине принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля: ,

4.3 Расчёт геометрических параметров передачи

4.3.1 Внешнее конусное расстояние, мм:

.

4.3.2 Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса, мм:

.

4.3.3 Диаметр внешней окружности вершин зубьев шестерни и колеса, мм:

где:

и — углы делительных конусов, град., равные:

.

4.3.4 Расчетная ширина зацепления колес, мм:

.

Расчетное значение округляем до целого числа b в большую сторону. Ширина зубчатых колес принимается равной:

.

4.3.5 Внешняя высота зуба, мм:

.

4.3.6 Внешняя высота головки зуба, мм:

Для исключения возможных ошибок в вычислениях при проектном расчете проверяют выполнение условия контактной выносливости:

МПа.

Условие выполняется, значит, расчет верен.

4.4 Проверочный расчет передачи.

Определяем рабочие изгибные напряжения, которые должны быть не больше допускаемых, по зависимости:

МПа, где:

— коэффициент нагрузки при изгибе, учитывающий неравномерность ее распределения и динамичный характер; в курсовом проектировании для колес 7-ой степени точности изготовления можно принять

— коэффициент формы зубьев шестерни, определяется по зависимости:

Условие изгибной прочности выполняется, расчет верен.

4.5 Усилия в зацеплении.

Для последующих расчетов по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в зацеплении при передаче вращающего момента и действующие на шестерню (обозначены индексом 1) и колесо (обозначены индексом 2):

· окружная сила, Н:

Н,

· радиальная и осевая силы, Н:

Н,

Н, где:

— угол зацепления.

5 Проектный расчёт вала и выбор подшипников.

При проектном расчёте валов используется основное уравнение прочности при кручении и определяют диаметры консольных участков входного и выходного вала по заниженным касательным напряжениям

где:

— крутящие моменты на входном и выходном валах редуктора, Нм,

— допускаемое касательное напряжение в МПа. Им предварительно задаются в пределах 20?40 МПа.

Диаметр вала под муфту принимают равным диаметру вала двигателя:

Переход с одного диаметра вала на другой выполняют по зависимости:

где:

— диаметр предыдущей ступени в мм,

— диаметр следующей ступени.

Диаметр посадочной ступени под уплотнение на входном валу:

.

Диаметр посадочной ступени под подшипники качения:

.

Далее конструктивно назначают диаметры участков выходного вала

под уплотнение: , под подшипники: , под зубчатое колесо: .

Диаметр буртика определяется конструктивным обеспечением надёжного контакта торцов вала с внутренним кольцом подшипника или ступицей зубчатого колеса: .

Так как на валах установлены цилиндрические прямозубые колёса, подбирают подшипники роликовые конические однорядные лёгкой серии по ГОСТ 8338– — 75 № 7208 и № 7209.

6 Эскизная компоновка и расчёт элементов конструкции.

6.1 Расчёт зубчатого колеса.

— диаметр ступицы:, принимаем .

— длина ступицы:, принимаем .

— толщина диска:, принимаем .

— толщина обода: .

— диаметр диска;

— диаметр отверстий;

6.2 Расчёт элементов корпуса.

Толщина корпуса:, принимаем .

Толщина крышки редуктора:, принимаем .

Толщина фланцев корпуса и крышки: .

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:, принимаем .

Диаметр фундаментных болтов:, принимаем болты с резьбой М 18.

Диаметр болтов у подшипников:, принимаем болты с резьбой М 12.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:, принимаем болты с резьбой М 12.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру:

По торцам:

6.3 Расчёт мазеудерживающих колец.

На входном валу: — диаметр кольца; .

— ширина кольца: .

— длина кольца; выбирают конструктивно: .

— шаг зубьев: .

На выходном валу:, ,, .

6.4 Расчёт крышки подшипников.

На входном валу: — высота крышки, ,

где — диаметр стакана.

На выходном валу: — высота крышки, ,

где

— внешний диаметр подшипника.

6.5 Выполнение компоновочного чертежа.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводят горизонтальную осевую линию; выделяем точку О, через которую проводят вертикальную осевую линию.

От горизонтальной линии откладывают угол, проводят осевые линии делительного конуса ОА. На осевых ОА откладывают внешнее конусное расстояние. Из точек, А перпендикулярно ОА откладывают отрезки А1, равные внешнему модулю зацепления :. Точки 1 соединяют с центром О. Из точек, А откладывают отрезок АВ, равный ширине зацепления b:. Из точек В проводят перпендикуляры к ОА и убирают лишние линии. Затем вычерчивают конструкцию конического колеса, для которого рассчитаны, ,, с,, .

После того, как вычерчена коническая пара колес, начинают компоновку общего вида редуктора. На расстоянии 5 мм от торца ступицы колеса и диаметра проводят горизонтальную и вертикальную линии внутренней стенки корпуса. На расстоянии мм проводят верхнюю горизонтальную линию внутренней стенки. По периметры пунктирной линией показывают толщину стенки корпуса и основной линией ширину фланца. По размерам, , Т вычерчивают подшипники 2-го вала. По диаметрам, вычерчивают ступени 2-ого вала редуктора. Правый подшипник 1-ого вала углубляют в корпус на и вычерчивают его по размерам. От середины шестерни отмеряют расстояние и вдоль оси 1-ого вала откладывают отрезок длиной мм, вычерчивают левый подшипник с размерами. Вычерчивают стакан с толщиной стенки мм: мм. Затем крышки подшипников с диаметрами .

Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают мазеудерживающие кольца.

Измерением находят расстояния на ведомом валу: и .

7 Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

Под колесо:

Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы. Принимаем .

Шпонка 2 — 14×9×63 ГОСТ 23 360– — 78.

Соединение проверяют на смятие:

где:

— передаваемый вращающий момент, Нм,

— диаметр вала в месте установки шпонки, мм,

— высота шпонки, мм,

— глубина шпоночного паза, мм,

— рабочая длина шпонки, мм,

где — ширина шпонки,

— допускаемое напряжение на смятие: .

<. Условие выполняется.

Шпонку проверяют на срез:

<. Условие выполняется.

Под муфту на входном валу. Шпонка 2 — 10×8×48 ГОСТ 23 360– — 78

;

;

Условия выполняются.

Под муфту на выходном валу. Шпонка 2 — 10×8×63 ГОСТ 23 360– — 78

;

;

Условия выполняются.

8 Проверочный расчёт на усталостную выносливость.

1) По сборочному чертежу составляют расчётную схему вала, на которой представлены все внешние силы нагружения вала:

— окружная составляющая,

— радиальная,

— осевая составляющая сил, действующих в зацеплении (из расчетов).

2) Определяют реакции в опорах в вертикальной и горизонтальной плоскостях и, и. Реакции в опорах вычисляют, составляя уравнение равновесия сил и моментов действующих в каждой плоскости.

В горизонтальной плоскости:

, откуда

, откуда

В вертикальной плоскости:

, откуда

, откуда

3) Рассчитывают и строят, пользуясь методом сечений, эпюры изгибающих моментов.

В горизонтальной плоскости. На участке: , ,

при, ,

при, .

На участке: , ,

при, ,

при, .

Принимают .

В вертикальной плоскости. На участке: , ,

при, ,

при, .

На участке: , ,

при, ,

при, .

Суммарные изгибающие моменты:

на участке: ,

на участке .

4) Определяют общий коэффициент запаса прочности который должен быть не менее допускаемого —. В общем машиностроении .

.

где и — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где:

— предел выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба, МПа. Назначают марку стали: сталь 45, вид термообработки — закалка, отпуск. Пусть. Пусть сталь легированная, тогда:

;

— предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа

;

и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении,

;

и — коэффициенты, учитывающие масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений:

;

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

при. Назначают ;

и — коэффициенты, учитывающие соотношения пределов выносливости при симметричном и пульсирующем циклах изгиба и кручения:, ;

, , — амплитуда и среднее напряжение цикла соответственно для нормальных и касательных напряжений, МПа:

где:

— суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

; ;

где:

Т — крутящий момент на валу, ;

 — моменты сопротивления изгибу и кручению, поперечного сечения вала с учётом шпоночного паза, мм3

параметры и берут из таблицы.

Общий коэффициент запаса прочности n больше допускаемого .

9 Проверочный расчёт подшипников выходного вала на долговечность.

1) Определяют полные реакции опор:

;

2) Параметр осевого нагружения:

;

3) Осевые составляющие реакций опор:

.

4) Результирующие осевые нагрузки на опоры:

;

5) Определение приведённой радиальной нагрузки: ,

где — коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца ;

— большее значение и, Н;

— коэффициент безопасности; для подшипников зубчатых передач 7−8 степени точности;

— температурный коэффициент; при рабочей температуре ;

следовательно,, ;

следовательно,, ;

;

.

6) Вычисляют ресурс наиболее нагруженного подшипника:

где:

— динамическая грузоподъёмность, Н (справочные данные),

— частота вращения выходного вала, об/мин.

7) Проверяют условие долговечности:

т. е. условие долговечности выполняется.

10 Подбор и проверочный расчет соединительной муфты.

Муфты подбирают по таблицам из справочников в зависимости от диаметров валов, которые нужно соединить. Затем их проверяют по крутящему моменту: .

где:

— расчётный момент, Нм,

— номинальный момент, Нм,

— коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, ,

< 200 Нмм.

Подбираем муфту втулочно-пальцевую 250−32−2 ГОСТ 20 761–80.

11 Смазывание редуктора.

Вязкость смазочного масла подбирают в зависимости от окружной скорости. Окружную скорость находят по зависимости:

где:

— частота вращения (об/мин) и делительный диаметр шестерни, мм.

Пользуясь параметрами контактного напряжения —, и окружной скорости, определяют кинематическую вязкость при температуре () по таблице. Принимаем .

Конкретную марку масла находят по таблице в зависимости от вязкости и температуры. Выбираем масло «Индустриальное — 20А».

Подшипники в редукторах могут смазываться как пластичными, так и минеральными жидкими маслами путём разбрызгивания в зависимости от условий их работы.

Эти условия выбираются по зависимости:

где:

— произведение среднего диаметра подшипника на частоту вращения его кольца, ,

— частота вращения кольца подшипника, об/мин,

— средний диаметр подшипника, мм: ,

— внутренний и наружный диметр подшипника.

Так как, подшипник рекомендуется смазывать пластичным смазочным материалам: солидол С.

Для защиты подшипников от попадания в них жидкого масла устанавливают специальные мазеудерживающие кольца на валах рядом с подшипниками. Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов и попадания в них пыли, влаги в крышках подшипников устанавливают манжетные уплотнения.

12 Сборка и регулировка основных узлов редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов.

1) На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до, между подшипниками устанавливают распорную втулку. Подшипники ведущего вала монтируют в общем стакане;

2) В ведомый вал закладывают шпонку 14×9×63 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;

3) Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрыв предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затем болты, крепящие крышку к корпусу;

4) После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку (солидол С), ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки;

5) Перед установкой сквозной крышки в проточки заключаем манжетные уплотнения. Проверяем, проворачиванием валов отсутствие заклиниваний подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляем крышки винтами;

6) Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

7) Заливают в корпус масло «Индустриальное 20А» в количестве 1,5 л. и закрывают смотровое отверстие крышки с прокладкой из технического картона; закручивают крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими стандартами.

13 Список используемой литературы:

1) Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1979.

14 Приложения:

1) Спецификация сборочного чертежа редуктора;

2) Спецификация общего вида привода;

3) Компоновка редуктора;

4) Прототип сборочного чертежа;

5) Прототип общего вида привода.