Курсовойпроект
Подисциплине «Машины и механизмы»
Тема:
Одноступенчатыйгоризонтальный цилиндрический редуктор
с шевроннымзубом и клиноременной передачей
Содержание.
Введение 3
1. Выборэлектродвигателя и кинематический расчет 4
2. Расчетклиноременной передачи 6
3. Расчет зубчатыхколес редуктора 10
4. Предварительныйрасчет валов редуктора и выбор подшипников 15
5. Конструктивныеразмеры и колеса 16
6. Конструктивныеразмеры корпуса редуктора 17
7. Первый этапкомпоновки редуктора 18
8. Проверкадолговечности подшипников 19
9. Второй этапкомпоновки редуктора 25
10. Проверкапрочности шпоночного соединения 26
11. Уточненный расчетвалов 29
12. Подбормуфты 31
Заключение 34
Литература 33
Введение.
Привод – устройство приводящие в движениемашину или механизм с преобразованием подводной энергии.
Приводы бываютмеханические, электрические, комбинированные, кинематические.
Редуктором называют механизм, состоящий иззубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата ислужащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытыезубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора –понижение угловой скорости и соответственно повышение вращательного моментаведомого вала по сравнению с ведущим.
Редукторы классифицируютпо следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные илизубчато-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, и т.д.)
Проектирование — это разработка общей конструкцииизделья.
Конструирование – это дальнейшая детальнаяразработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы вреальную конструкцию.
Проект – это техническая документация,полученная в результате проектирования и конструирования.
Цель работы: рассчитать спроектировать исконструировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор сшевронным зубом и клиноременную передачу для привада шестеренного насоса.
1. ВЫБОРЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КЕНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Определим общий КПДпривода
/>
КПДцилиндрической зубчатой закрытой передачи, η1=0,97; КПДременной передачи, η2=0,96; КПД учитывающий потери парыподшипников, η3=0,99.
/>
Определимтребуемую мощность двигателя
/>
По требуемой мощности Pтр.=5,9 кВт выбираем электродвигательтрехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхроннойчастотой вращения
1) синхроннаячастота: 3000 об/мин.
типдвигателя: 4А112М2У3
скольжение:2,5%
номинальнаячастота вращения: nдв.=2900 об/мин.
2) синхроннаячастота: 1500 об/мин.
типдвигателя: 4А132S4У3
скольжение:3,0%
номинальнаячастота вращения: nдв=1455об/мин.
3) синхроннаячастота: 1000 об/мин
тип двигателя: 4А132М6У3
скольжение: 3,2%
номинальная частота вращения: nдв=870об/мин.
Определимобщее передаточное число
/>
где U1-передаточное число клиноременной передачи; U2 — передаточное число зубчатойпередачи.
ПринимаемU2=5.5, найдем U1=U/U2.
/>
Окончательно принимаемдвигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой вращения 3000 об/мин.
U1=2,43, U2=5,5, номинальная частота вращения nдв.=2975 об/мин.
1.5 Определим частотувращения валов редуктора
/>
1.6 Определимугловую скорость вращения
/>
1.7 Определим вращающий момент
/>
1.8 Определиммощность на валах
/>
2. РАСЧЕТКЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные длярасчета: передаваемая мощность Ртр.=5,9 кВт; частота вращенияведущего шкива nдв.=2975 об/мин; передаточное отношениеU1=2,5; скольжение ремня ε =0,015.
По номограмме /1, рис.7,3/ в зависимости от частоты вращения меньшего шкива nдв.=2975; и передаваемой мощности Ртр.=5,9кВт принимаем сечение клинового ремня А.
2.1 Определимдиаметр меньшего шкива /1, формула 7.25/
/>
Согласно/1, таб. 7,8/ сучетом того, что диаметр шкива сечения А недолжен быть менее 100 мм, принимаемd1=100 мм.
2.2 Определимдиаметр большего шкива /1, формула 7.3/
/>
Принимаем d2=240 мм. /1,стр. 120/
2.3 Уточнимпередаточное отношение/>
/>
При этом угловаяскорость:
/>
т.к расхождение спервоначальными данными равно нулю, следовательно, окончательно принимаемдиаметры шкивов d1=100 мм, d2=250 мм.
2.4 Определиммежосевое расстояние ар следует принять винтервале /1, формула 7,26 /
/>
Высота сечения ремня: Т0=8/1, таб. 7.7/
/>
Принимаем предварительноблизкое значение ар=400 мм.
2.5 Определимрасчетную длину ремня /1, формула 7.7/
/>
Ближайшее значение постандарту /1, таб.7.7/ L=1400 мм.
2.6 Определимуточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартнойдлины ремня L /1, формула 7.27/
/>
где/>
/>
/>
При монтаже передачи необходимообеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01*1400=14мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения на 0,025L=0,025*1400=35мм для увеличения натяжения ремня.
2.7 Определим уголобхвата меньшего шкива /1, формула 7,28/
/>
2.8 Определимкоэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи /1, таб. 7.10/ Ср=1,0.
2.9 Определимкоэффициент, учитывающий влияние длины ремня /1, таб. 7.9/
для ремня сечения А при длинеL=1400 коэффициент СL=0.98.
2.10 Определимкоэффициент, учитывающий влияние угла обхвата
/1, пояснения кформуле 7.29/
при α1=160ºкоэффициент Сα=0,95.
2.11 Определимкоэффициент, учитывающий число ремней в передаче /1, пояснения к формуле7.29/: предполагая, что число ремней в передачи будет от 4 до 6 примемкоэффициент Сz=0,90
2.12
2.13 Определимчисло ремней в передаче /1, формула 7.29/>
гдеР0 — мощность,передаваемая одним клиновым ремнем, кВт /1, таб. 7.8/; для ремня сечения А придлине L=1700 мм, работе на шкиве d1=100 мм и U1≥3мощность Р0=1,76 кВт (то, что L=1400 мм, учитывается коэффициентом СL);
/>
Принимаем: z=4.
2.13 Определимнатяжение ветви клинового ремня /1, формула 7.30/
/>
где скорость />; θ- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил /1, пояснения к формуле 7.30/; для ремнясечения А коэффициент θ=0,1 Н*с2/м2.
/>
2.14 Определимдавление на валы /1,формула 7.31/
/>
2.14 Определим ширину шкива Вш/1, таб. 7.12/
/>
3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХКОЛЕС РЕДУКТОРА
Выбираем материал длязубчатых колес. Для шестерни сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердостьHB=270; для колеса сталь 40Х термообработка – улучшение, твердость
3.1 Определимдопускаемое контактное напряжение /1, формула 3.9/
/>
/1, таб. 3.2/ для колеса σHlimb=2HB+70 – предел контактной выносливости прибазовом числе циклов; NHO – базовое число циклов; NHE — срок службы; KHL — коэффициент долговечности; [SH]-коэффициент безопасности.
При HB 200-500 NHO=6*107.
При реверсивностипривода NHE=30nt, где n-частота вращения, t- срок службы.
/>
т.к. />
/>
/>
где[σH1],[σH2]-допускаемоеконтактное напряжение для шестерни и колеса.
/>
478,5≤626- условиевыполнено.
При симметричногорасположения зубчатого колеса относительно опоры коэффициент KHβ=1,15 /1, таб. 3.1/
Коэффициент ширины венцадля шевронного зуба ψba=0.5
3.2 Определиммежосевое расстояние /1. формула 3.7/
/>
гдеKa=43-для шевронного колеса.
/>
Примем аw=125 мм.
3.3 Определим модульзацепления
/>
поГОСТ 9563-60 mn=1,2 мм.
Примемпредварительно угол наклона зубьев β=25º
3.4Определим число зубьев шестерни
/>
принимаемz1=27. Тогда/>
Уточнимзначения угла наклона зубьев
/>
уголβ=28º9΄.
3.5 Определим основныеразмеры шестерни и колеса
а) делительныедиаметры:
/>
Проверим межосевоерасстояние:/>
б) диаметры вершензубьев:
/>
в) ширина колеса ишестерни:
/>
г) коэффициент ширинышестерни по диаметру:
/>
3.6 Определим окружную скоростьколес
/>
/>
т.к. υ
3.7 Определимкоэффициент нагрузки
/>
/1, таб. 3.5/ при ψbd=1,8, твердости HB
/1, таб. 3.4/ при υ=1,09м/с и 8-й степени точности коэффициент KHα=1,09.
/1, таб. 3,6/ для шевронныхколес при скорости менее 5м/с коэффициент KHυ=1,0.
/>
Проверим контактноенапряжения /1, формула 3.6/
/> ,
σH≤[σH]- условия прочности выполнено.
3.8 Определим силыдействующие в зацеплении
а) окружная:
/>
б) радиальная:
/>
Проверка зубьев навыносливость /1, формула 3.25/
/>
где Коэффициент нагрузки/>
/1, таб. 3.7/ при ψbd=1,62, твердости HB
/1, таб. 3.8/ дляшевронных колес при скорости до 3 м/с коэффициент KFυ=1,1.
/>
Коэффициент,учитывающий форму зуба, YFзависит от эквивалентного числа зубьев zυ /1, формула 3.25/
у шестерни />
у колеса />
Коэффициенты YF1=3,7, YF2=3,6 /1, стр 42/
Определим коэффициентыYβ и KFα /1, формула 3.25/
/>/>
где средние значение коэффициентаторцового перекрытия εα=1,5; степень точности n=8.
/>
Допускаемое напряжениепри проверки на изгиб /1, формула 3.24/
/>
/1, таб. 3.9/ для стали40Х улучшенной придел выносливости при отнулевом цикле изгиба σoFlimb=1,8HB МПа,
для шестерни />
для колеса />/>
Коэффициентбезопасности [SF]=[SF]΄[SF]΄΄ /1, формула 3.24/
/1, таб. 3.9/ [SF]΄=1,75 для стари 40Х улучшенной, коэффициент [SF]΄΄=1 для поковок и штамповок.
/>
Допускаемые напряжения:
для шестерни/>
для колеса />
т.к. реверсивностьпривода [σF2] уменьшаем на 20%, [σF2]=201,6 МПа.
Проверку на изгибследует проводить для зубчатого колеса, для которого отношение [σF]/ YFменьше.
для шестерни/>
для колеса />
Проверку на изгибпроводим для колеса /1, формула 3.25/
/>
σF2≤[σF2]-условиепрочности выполнено.
4.ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
4.1 Ведущийвал
Вращающий момент: Т1=45,4 Н*м.
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=20 МПа.
/>
Окончательно принимаем dп1=25 мм.
4.2 Ведомыйвал
Вращающий момент: Т2=240 Н*м,
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=25 МПа.
/>
Окончательно принимаем dв2=35 мм.
/>
Окончательно принимаем dп1=40 мм.
4.3 Диаметрпод зубчатым колесом
/>
гдеr=2,5
/>
Окончательно принимаем dк=50 мм.
Принимаем радиальные роликоподшипники легко узкая серия. Условное обозначение d D B Размеры, мм
32205А
32308А
25
40
52
90
15
23
5. КОНСТРУКТИВНЫЕРАЗМЕРЫ КОЛЕСА
5.1 Определим диаметри длину ступицы
/>
Принимаем lст=60мм.
5.2 Определим толщинуобода
/>
Принимаем δо=5мм.
5.3 Определим толщинудиска
/> .
Принимаем С=18 мм.
5.4 Определим диаметрцентральной окружности
/>/>
5.5 Определим диаметротверстия
/>
5.6 Фаска
/>
6. КОНСТРУКТИВНЫЕРАЗМЕРЫ корпуса редуктора
6.1 Толщина стеноккорпуса и крышки
/>
Принимаем δ1=4мм.
6.2 Толщина фланцевпоясов корпуса и крышки
верхнего поясакорпуса и пояса крышки
/>
нижнего пояса корпуса
/>
Принимаем p=10мм.
6.3 Толчена ребраоснования корпуса и крышки
основания корпуса
/>
ребер крышки
/>/>
6.4 Диаметр болтов
фундаментальных
/>
Принимаем болт М16
соединяющихоснование корпуса с крышкой
/>
Принимаем болты М8
6.5 Винты у крышкиподшипника
/>
Принимаем винт М12
7.ПЕРВЫЙ ЭТАПКОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Компоновку проводят в дваэтапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатыхколес и клиноременной передачи относительно опор для последующего определенияопорных реакций и подбора подшипников.
Очерчивая внутреннююстенку корпуса принимаем:
зазор между торцом колесаи внутренней стенкой корпуса А1=8мм;
зазор от окружностивершин зубьев колеса до внутренней стенкой корпуса А=8мм;
Измерением находимрасстояние на ведущем валу l2=50мм, ведомого l3=50мм.Принимаем окончательно l2= l3=50мм.
Глубина гнезда дляподшипника 2505А В=15мм, для подшипника 32308А В=23мм.
Толщина фланца крышкиподшипника ∆=12мм.
Измерением устанавливаемрасстояние l1=84мм, определяющее положение клиноременной передачиотносительно ближайшей опоре ведущего вала. Принимаем окончательно l1=84мм.
8.ПРОВЕРКАДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА
8.1 Определим реакциив подшипниках на ведущим валу
Из предыдущих расчетовимеем Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l1=84мм, l2=50мм.
Нагрузка на валу отклиноременной передачи FВ=798,9Н.
Составляющие этойнагрузки
/>/>/>
1. Горизонтальная плоскость
а)определим опорные реакции, Н
/>
Проверка: />
б) строем эпюруизгибающих моментов относительно оси Y
/>/>
2. Вертикальнойплоскости
а) определимопорные реакции, Н
/>
Проверка: />
б) строем эпюру изгибающих моментовотносительно оси X
/>
3. Строем эпюрукрутящих моментов
/>
4.Суммарныереакции
/>
5. Подберемподшипники по более нагруженной опоре 1
Намечаемрадиальные роликоподшипники 32205А легкой узкой серии/1, таб. П3/ d=25мм;D=52мм; В=15мм; C=28,6кН;C0=15,2кН.
Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /
/>
гдеV=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициентбезопасности для приводов ленточных конвейеров /1,таб.9.19/; КТ — температурный коэффициент /1, таб.9.20/.
/>
Расчетнаядолговечность/1, формула 9.1/
/>
Расчетнаядолговечность
/>/>
8.2 Определим реакциив подшипниках на ведомом валу
Ведомый вал несеттакие же нагрузки, как и ведущий: Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l3=50мм.
1. Горизонтальная плоскость
а)определим опорные реакции, Н
/>/> />
б) строем эпюруизгибающих моментов относительно оси Y
/>
2. Вертикальнойплоскости
а) определимопорные реакции, Н
/>
б) строем эпюруизгибающих моментов относительно оси X
/>
3. Строем эпюрукрутящих моментов
/>
4.Суммарные реакции
/> />
5. Подберемподшипники по более нагруженной опоре 3
Намечаем радиальныероликоподшипники 32308Aсредней узкой серии
/1, таб. П3/ d=40мм; D=90мм; B=23мм; C=80,9кН;С0=44,5кН.
Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /
/>
гдеV=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициентбезопасности для приводов ленточных конвейеров /1,таб.9.19/; КТ — температурный коэффициент /1, таб.9.20/.
/>
Расчетнаядолговечность/1, формула 9.1/
/>
Расчетнаядолговечность
/>/>
Для зубчатыхредукторов ресурс работы подшипников может превышать 20 тыс.ч. подшипникведомого вала 32205А />, а подшипникведомого 32308A />
9. ВТОРОЙ ЭТАПКОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Второй этап компоновкиимеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковыеузлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых другихдеталей.
10. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические соскругленными торцами.
Размеры сечений шпонок ипазов и длины шпонок по СТСЭВ 189-75 /4, таб.21/.
Материал шпонок – сталь45 нормализованная.Допускаемые напряжения при стальной ступице />
10.1Ведущий вал
d=22 b×h=6×6 t1=3,5; длина шпонки l=40мм; момент на ведущем валу Т1=45,5Н·м
Напряжения смятия иусилия прочности /1, формула 8.22/
/>
10.2 Ведомый вал
d=50 b×h=16×10 t1=6; длина шпонки l=50мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м
/>
d=36 b×h=10×8 t1=5; длина шпонки l=70мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м
/>
/> — условие выполнено.
11. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТВАЛОВ
Примем, что нормальныенапряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные откручения – по отнулевому.
Уточненный расчет состоитв определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравненииих с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S],где [S]=2,5
11.1 Ведущий вал:
Материал вала сталь 40Хтермическая обработка – улучшение.
Диаметр заготовки до120мм среднее значение />
Предел выносливости присимметричном цикле изгиба
/>
Предел выносливости присимметричном цикле касательных напряжений
/>
Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловленаналичием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:/>,/>,/>/1, таб.8.8/;/>/1, стр.163 и 166/. />
Изгибающий момент(положим x1=37мм.)
/>
Момент сопротивлениясечения нетто при d=22мм, b=6, t1=6.
/>
Амплитуда нормальныхнапряжений изгиба
/>
Момент сопротивлениякручению сечения нетто
/>
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений
/>
Коэффициент запасапрочности
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности для сечения А-А
/>
S ≥[S]-условиевыполнено
Такой большой коэффициентзапаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен приконструкции для соединения его со стандартным шкивом клиноременной передачи.
По той же причинепроверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
11.2 Ведомый вал:
Материал вала сталь 40Хтермическая обработка – улучшение.
Диаметр заготовки до120мм среднее значение />
Предел выносливости присимметричном цикле изгиба
/>
Предел выносливости присимметричном цикле касательных напряжений
/>
Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловленаналичием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:/>,/>,/> /1,таб.8.8/;/> /1, стр.163 и 166/. />
Изгибающий момент вгоризонтальной плоскости /рис.2/
/>
Изгибающий момент ввертикальной плоскости
/>
Суммарный изгибмоментов в сечении А-А
/>
Момент сопротивленияизгибу сечения нетто при d=50мм,b=16, t1=10
/>/>
Момент сопротивлениякручению сечения нетто
/>
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений
/>
Амплитуда нормальныхнапряжений изгиба
/>
Коэффициент запасапрочности
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности для сечения А-А
/>
Сечение Б-Б. Это сечение при передачи вращающегомомента от ведомого вала через муфту. Концентрация напряжения обусловленаналичием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:/>,/>,/> /1,таб.8.8/;/> /1, стр.163 и 166/. />
Изгибающий момент
/>
Момент сопротивленияизгибу сечения нетто при d=36мм,b=10, t1=8
/>/>
Момент сопротивлениякручению сечения нетто
/>
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений
/>
Амплитуданормальных напряжений изгиба
/>
Коэффициент запасапрочности
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности для сечения А-А
/>
Результаты поверки:Сечение А-А Б-Б Коэффициент запаса S 14,05 5,4
Во всех сечениях S>[S]
12. ПОДБОР МУФТЫ
/1, таб. 11.5/ выбираемупругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП): d=35 мм; D=140 мм; тип I.
(по ГОСТ 21424-75, ссокращением)
Муфтами называютустройство, предназначенные для соединения соосно вращающихся валов и передачимежду ними вращающих моментов сил.
Типоразмер муфтывыбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента.
/>
гдек=2,5÷3-коэфициент, учитывающий условие эксплуатации; Тном=47,4Н*м.
/>
Окончательно выбираеммуфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 2124-75
Материал полумуфты –чугун марки СЧ-20; пальцев- сталь марки
Заключение.
В ходе работырассчитали спроектировали и сконструировали одноступенчатый горизонтальныйцилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременную передачу.
Выбралиэлектродвигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой 3000 об/мини номинальной частотой nдв=2900 об/мин. Провели кинематическийрасчет в ходе которого определили КПД редуктора ηдв=0,912,угловые скорости, момент и мощность на волах.
Рассчитывая зубчатыеколеса редуктора определили допускаемое контактное напряжение, межосевоерасстояние аw=125 мм, провелипроверку на изгиб и кручения.
В предварительномрасчете волов редуктора определили диаметр волов и подобрали подшипники dв1=22мм, dп1=25 мм, dв2=35 мм, dп2=40 мм, dк=50мм. Подобрали подшипники на ведущем валу 32205А на ведомом валу 32308A
Определили размерышестерни и колеса: диаметр d1=37мм, d2=203мм; ширина b1=60мм,b2=65мм;
Проверили подшипникина долговечность и определили, что подшипники будут работать на ведущем валу/> на ведомом валу/>
Литература.
1. Курсовое проектирование деталеймашин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностейтехникумов/С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др – 2-е изд., перераб. идоп. – М.: Машиностроение, 1988. -416 с.
2. Курсовое проектирование деталеймашин: Учеб. пособие/Шейнблит А.Е. Изд-у 2-е, перераб. и дополни. –Калининград: Янтар. сказ, 2002.-454с.: ил., чурт. – Б.ц.
3. Оформление конструкторскойдокументации курсового проект: Методические указания к курсовому проектированиюпо технической и прикладной механике для студентов всехспециальностей./Составитель Глазов А.Н. Томск: изд-во ТПУ,2003.-38с.
4. Цахнович Л.И., ПетриченкоТ.П. Атласконструкций редукторов. – учеб. Пособие для вузов. Киев: «Вища школа». Головноеизд-во, 1979.-128с.