Министерствообразования Российской Федерации
Санкт-Петербургскийгосударственный горный институт им. Г.В. Плеханова
(техническийуниверситет)Контрольная работа
По дисциплине «Детали машин и основыконструирования»
Тема: Редуктор одноступенчатый конический
Автор: студентгр. ЭП-04 Ольховой А, В.
Руководительпроекта Кузькин А.Ю.
Санкт-Петербург2006
Оглавление
Общие сведения о редукторах
Конические редукторы
Выбор передаточного числа редуктора иподбор асинхронного двигателя
Прочностной и геометрический расчётыпередачи с определением усилий в зацеплении
Предварительный расчет валов редуктора
Построение эскизной компоновки
Подбор подшипников
Подбор и расчет шпонок редуктора. Поборшпонки на ведомый вал
Выбор смазочного материала
Заключение
/>Общие сведения о редукторах
Редуктор служит для уменьшения частоты вращения исоответствующего увеличения вращающего момента. В корпусе редуктора размещеныодна или несколько передач зацеплением с постоянным передаточным отношением.
Редуктор общемашиностроительного применения – редуктор,выполненный в виде самостоятельного агрегата, предназначенный для приводаразличных машин и механизмов и удовлетворяющий комплексу техническихтребований, общему для большинства случаев применения без учета каких-либоспецифических требований, характерных для отдельных областей применения.
Редукторы общемашиностроительного применения, несмотря наконструктивные различия, близки по основным технико-экономическимхарактеристикам: невысокие окружные скорости, средние требования к надежности,точности и металлоемкости при повышенных требованиях по трудоемкостиизготовления и себестоимости. Это их отличает от специальных редукторов(авиационных, автомобильных и др.) – редукторов, выполненных с учетомспецифических требований, характерных для отдельных отраслей промышленности.
В соответствии и ГОСТ 29076-91 редукторы классифицируют взависимости от:
– вида применяемых передач, числа ступеней и взаимногорасположения осей входного и выходного валов (параллельное, соосное, пересекающееся,скрещивающееся);
– взаимного расположения геометрических осей входного ивыходного валов в пространстве (горизонтальное и вертикальное);
– способа крепления редуктора (на приставных лапах или наплите);
– расположения оси выходного вала относительно плоскостиоснования и оси входного вала (боковое, нижнее, верхнее) и числа входных ивыходных концов валов.
Возможности получения больших передаточных чисел при малыхгабаритах передачи обеспечивают планептарные и волновые редукторы.
/>
Конические редукторы
Важнейший характеристический размер, в основном определяющийнагрузочную способность, габариты и массу редуктора называют главным параметромредуктора. Так для конического редуктора, расчет которого и будет приведен впояснительной записке, – номинальный внешний делительный диаметр />.
Реальный диапазон передаточных отношений (чисел) редукторовот 1 до 1000. Значения передаточных чисел должны соответствовать ряду R20предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84). Для конических редукторов значениепередаточного числа составляет в среднем до 6,3.
Конические редукторыприменяются для передачи вращающего момента между валами, оси которыхпересекаются под некоторым углом, который может составлять: /> и, как правило, он равен900. Недостатком конических передач является то, что они болеесложны в изготовлении и монтаже.
/>/>
Выборпередаточного числа редуктора и подбор асинхронного
двигателя
1. Определяем предварительное значение КПД привода поформуле:
/>,
где /> – общий КПД привода;
/> - КПД конической передачи. Потабл. примем />=0,95;
/> - КПД одной пары подшипников,который принимается равным: />=0,99.
Таким образом />
2. Определяем требуемую мощность на ведущем валу привода Р1по формуле:
/>,
где Р1 – мощность на ведущем валу; Вт;
Р2 – мощность на ведомом валу, Вт. В соответствии с заданиемР2=38кВт;
/> — общий КПД привода, значениекоторого/>.
Тогда, /> кВт
Для полученного значения мощности выберем электродвигатель4А250S2УЗ в соответствии с ГОСТ 19523-74 с мощностью />кВт,частотой вращения /> об/мин. U= 3.15
3. Определяем передаточное число привода. Передаточное числовычислим формуле:
/>,
где n1–частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
n2 – частота вращения выходного вала, об/мин;
Зная, что n1=2960 об/мин и n2=760 об/мин (см. текст задания),получаем: />. Из единого рядастандартных значений передаточных чисел выберем u = 4 (ГОСТ 2185-81).
4. Определяем частоты вращения (угловые скорости) валовредуктора.
Угловые скорости входного и выходного валов (/>и />) вычислим по формуле:
/>,
где /> – вычисляемая угловая скорость,1/с;
n – частоты вращения входного и выходного валов редуктора,об/мин.
/> />
/>
/>/>
5. Определяем моменты вращения на валах привода.
/>,
/>
где Т1– определяемый вращающий момент, />;
Р1 – мощность на ведущем валу; Р1=40420Вт;
/> — угловая скорость ведущего валаредуктора, />=309.811/с.
Прочностнойи геометрический расчёты передачи с определением
усилийв зацеплении
u = 4 Т2 = 491 />
Для изготовления шестернии колеса принимаем согласно таблице (ГОСТ 1050 – 88 и ГОСТ 4543 – 71)
Для шестерни: сталь 40Хтвёрдость рабочих поверхностей зубьев H1=270 HB, улучшение.
Для колеса: сталь 40Хтвёрдость рабочих поверхностей зубьев H2=230 HB, улучшение, так как колесо должнобыть мягче шестерни на 10%.
По таблице пределы выносливостина изгиб зубьев />.
1. Для шестерни/>МПа
2. Для колеса />МПа
/>
где/> — коэффициентреверсивности />=0.8 (Чернавский стр. 37),
/>-допускаемые напряжения изгиба,
/> - коэффициент безопасности.
/>МПа
/>МПа
Допускаемые контактныенапряжения находим по формуле
/>,
принимаем />=1.1 для зубчатых колёспри улучшении и /> для ресурса редуктора 7000 часов,
где /> - коэффициентдолголетия, который принимаем равным 1, так как />
где /> - базовое число циклов,равное 20000000 циклам,
/> - фактическое число цикловшестерни или колеса.
/>
где />-ресурс работы передачи.
/> МПа,
/> МПа,
Для прямозубой передачи
/>МПа,
(Иванов «ДМ» С. 169).Определение основного геометрическогопараметра передачи (внешнего делительного диаметра колеса)
/>
u = 4
/>допускаемое контактное напряжение= 517 МПа
/>=0.285.
/> - коэффициент неравномерностинагрузки по ширине венца зубчатого колеса,
/>,
следовательно, по ГОСТ –12289 – 76 />=350мм
Вычисляем количествозубьев на колесах
Принимаем z1= 25
/>
Определяем внешний окружноймодуль для колёс с прямыми зубьями.
/>
Вычислим основныегеометрические параметры/>
Углы делительных конусов колеса/>
шестерни />
Внешнее конусное расстояние
/>
Ширина зубчатого венца/> принимаем 59.
Среднее конусное расстояние />
Внешний делительный диаметршестерни:
/> принимаем 88
Внешние диаметры вершинзубьев шестерни и колеса:
– шестерни />принимаем 95
– колеса/>
Средние делительные диаметрышестерни и колеса.
/>,
где: /> средний делительныйдиаметр шестерни.
/>
/>
/>= />,
где /> – коэффициент ширины зубчатоговенца
Определяем силыдействующие в зацеплении зубчатых колес:
Окружная сила на среднемдиаметре (пренебрегая потерями энергии в зацеплении по формуле)
/>
/>,
где />окружная сила на среднемдиаметре.
Осевая сила на шестернеравная радиальной силе на колесе
/>
/> осевая сила на шестерне.
Радиальная сила нашестерне /> равнаосевой силе на колесе />.
/>
определяем среднююокружную скорость колес />
/>
Произведем проверочныйрасчет передачи на контактную выносливость:
/>,
/>меньше />
Недогрузка составляет: />
/>/>/>/>/>
Предварительный расчет валовредуктора
/>/>/>/>/>
Ведущий вал.
Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемомнапряжении />МПаопределяем по формуле:
/>,
где /> – вращающий момент на входномвалу, Н·м.
Таким образом, /> мм.
После определения минимального диаметра вала, конструктивновыбирается истинный диаметр. Таким образом />
/>/>/>/>/>Ведомый вал.
Диаметр выходного конца ведомого вала определяем аналогичновычислению диаметра выходного конца ведущего вала.
/>мм.
Принимаем /> ГОСТ
/>/>/>/>/>
Построениеэскизной компоновки
На основе данных, полученных,проводится построение эскизной компоновки в соответствии с рекомендациями,изложенными в «Курсовое проектирование деталей машин. Г.М.Ицкович, Б.Б. Панич,Москва: «Машиностроение» 1964».
/>
Установку валов проектируем на радиально-упорных подшипниках.Для предотвращения вытекания масла из подшипниковой полоски, предусматриваемустановку резиновых манжет, в крышках с отверстиями, для выступающих концоввалов.
Построение эскизной компоновки приведено в приложении.
/>/>/>/>/>Подбор подшипников
Ведущий вал:
Силы действующие в зацеплении />Н;/>Н; />Н.
Первый этап компоновки дал />мм; />мм.
Реакцию опор (левую опору, воспринемающую внешнюю осевую силу/>,обозначим индексом «2»):
В плоскости xz
/>
/>Н
/>
/>Н
проверка: />
В плоскости yz:
/>
/>Н
/>
/>Н
Проверка
/>
Суммарные реакции:
/>
/>
Осевые составляющие радиальных реакцый коническихподшипников:
/>
/>
здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагруженияе=0.383.
Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае />; тогда />Н; />Н.
Рассмотрим левый подшипник: отношение/>
/>=4971Н
Расчетная долговечность млн. об.
/>млн.об.
/>ч.
Рассмотрим правый подшипник.
отношение/>>епоэтому пи подсчете эквивалентной нагрузки пользуются формулой
/>кН
где: X=0,4,Y=1,565.
Расчетная долговечность млн. об.
/>млн.об.
/>ч.
Найденная долговечность не приемлема, поэтому после каждых1900 часов работы следует менять подшипники.
Для ведомого вала были выбраны подшипники 7211.
Уточненный расчет валов
Считаем что нормальные напряжения от изгиба меняются посимметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.
Материалы валов – сталь 45 нормализованная />.
Пределы выносливости />,/>
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности внескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение снаименьшим коэффициентом запаса прочности, а именно место посадки подшипника,ближайшего к шестерне, в том опасном сечении действуют максимальные изгибающиемоменты />.
Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннегокольца подшипника на вал.
Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярныхплоскостях:
/>Нмм
/>Нмм
Суммарный изгибающиймомент
/>Нмм
Момент сопротивлениясечения
/>
Амплитуда нормальныхнапряжений
/>
Коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям
/>
где по табл. />=2,7
Полярный моментсопротивления
/>
Амплитуда и среднеенапряжение цккла косательных напряжений
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям
/>
где: />=2,28, коэффициент /> =0,1
Коэффициент запасапрочности
/>
Для обеспечения прочностикоэффициент запаса прочности должен быть не меньше чем 1,5-1,7. Учитываятребования жесткости рекомендуют 2,5-3,0. Полученное значение 2,82 являетсядостаточным.
/>/>/>/>/>/>Подбори расчет шпонок редуктора./> Побор шпонки наведомый вал
По табл. 7.7 [1]выберем параметры шпонки (ГОСТ 23360-70):
— длина l = 70 мм
— ширина b = 20 мм;
— высота h = 18 мм;
— глубина шпоночного паза в валу /> =11 мм;
— глубина шпоночного паза в ступице />=7,4 мм.
Выбранную шпонку проверим на сопротивление смятий боковыхповерхностей по формуле 7.2 [1]:
/>,
где Т – передаваемый момент, Н*м;
d –диаметр вала, d = 55 мм;
/> – расчетная длина шпонки: />мм;
/> – допустимое напряжение смятия,принимаемое при стальной ступице 100…120 МПа.
Таким образом:
/>.
/>/>/>/>/>/>Выборсмазочного материала
конический редуктор двигатель подшипник передача
Смазывание конической передачи примем погружением зубьевколеса в масло. Достаточно чтобы в смазку погружалось большее из двух зубчатыхколес. Глубина погружения не менее 66 мм
Требуемая вязкость масла при окружной скорости v=5-12.5 м/с, />. Подходит по вязкостиавтотракторное АК 10.
Выбираем смазку для подшипников. Принимаем консистентнуюсмазку – консталин УТ-1. (ГОСТ 1957-52)
Заключение
В данной работе был спроектирован конический редуктор спрямыми зубьями. В пояснительной записке отражены все необходимые этапы,которые необходимо проделывать при проектировании конических редукторов. В ходеработы был выполнен сборочный чертеж редуктора и спецификация в соответствии стребованиями, установленными ГОСТ.