Введение.
Развитие хозяйства тесно связано с ростом машиностроения, ибо материальное могущество человека заключено в технике – 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 – система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведение в движение рабочих органов машин.
Редуктор – 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 – сталь 43, термообработка – 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 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 =1,25·3= 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
Замером находим расстояние l на ведущем валу, l1 = 65 мм и на ведомом валу l2 = 62 мм принимаем l1 = l2 = 65 мм.
Ведущий вал.
P = 2598 Н, Рr = 1092 Н, давление на вал от ременной передачи Q = 623 Н.
Составляющие этой нагрузки
Rxp.n. = Ryp = Q∙sin450 = 623∙0,70Н = 441 Н.
Реакции опор:
в плоскости XZ
Rxp.n(l3 + 2l1) + Rx1∙2l2 – p∙l1 = 0
Rxp.n l3 + Pl1 – Rx2∙2∙l1 = 0
проверка.
Rxp.n + Rx1 + Rx2 = P 441 + 485 + 1572 = 2598
В плоскости YZ
Ryp.n(l3 + 2l1) – ly1∙2l1 + Pr∙lr = 0
Ryp.n l3 + Pr ∙l1 + Ry2∙2∙l1 = 0
проверка
Ryp.n + Pr = Rx1 + Rx2 441 + 1092 = 1258 + 275 = 1533
Суммарные реакции
Выбираем подшипники более нагруженной опоре 2.
Р = 2598 Н Pr = 1092 l2 = 65 мм
Эквивалентная нагрузка
PQ = (XVFr2 + YFa)Kg∙KT
где Х – коэффициент радиальной нагрузки (табл. 7.3)
Y – коэффициент осевой нагрузки (табл. 7.3)
Так как осевая нагрузка отсутствует (Ра = 0) принимаем Х = 1:Y = 0
V – коэффициент учитывающий вращение колец при вращении внутреннего кольца V = 1
kT – температурный коэффициент (табл. 7.1)
принимаем kT = 1
KT – коэффициент безопасности (табл. 7.2)
принимаем KT = 1,2
Рэ = (1∙1∙1596 + 0)∙1,2∙1 = 1915 Н
Расчет долговечности, мин.об.
мин/об
Расчетная долговечность
Ведомый вал
P = 2598 H, Pr = 1092 H, l2 = 65 мм.
Rx3 = Rx4 =
Суммарные реакции
Эквивалентная нагрузка
РЭ = 1∙1∙848∙1,2∙1 = 1018 Н.
Расчетная долговечность мин/об.
мин/об
Расчетная долговечность
часов
9. Проверка прочности шпоночных соединений.
Размеры соединений шпонок и пазов и длины шпонок по ст. с эв. 189 – 75
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение снятия и условие прочности
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступицы
Ведущий вал.
d = 30 мм b x h = 8 x 7 мм t1 = 4 мм,
длина шпонки l = 40 мм, момент на ведущем валу М2 = 71,2∙103 Н∙мм
Ведомый вал.
Из двух шпонок на колесе и на выходном конце вала наиболее нагружена вторая менее диаметром вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки:
d = 40 мм b x h = 12 x 8 мм t1 = 4 мм, l = 56 мм
М3 = 285∙103 Н∙мм
10. Уточненный расчет валов.
Расчет состоит в определении коэффициентов, запаса прочности и для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями прочность соблюдается при .
Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал вала тот же, что и для шестерни.
Сечении А-А концентрация напряжений обусловлена наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности.
где - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба
- коэффициент концентрации нормальных напряжений
=1,59 (табл.6.5)
- масштабный фактор для нормальных направлений
= 0,85 (табл. 6.8)
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатых поверхностей, =0,95
- амплитуды цикла нормальных напряжений
,
где МU – изгибающий момент
МU = Q∙V = 623∙8050∙103 Н∙мм
Wнетто – момент сопротивления
= 0,2 (для углеродистых сталей при )
= 0, так как отсутствует осевая нагрузка.
где = 0,58 - 1 =0,58∙254 = 147 Н/мм2
= 1,49 = 0,73 = 0,1
Ведомый вал.
Концентрация напряжения вызвана наличием шпоночной канавки на выходном конце вала. В этом сечении возникают только касательные напряжения.
Коэффициент запаса прочности.
,
где
,
где
Принимаем = 1,68,
11. Насадки зубчатого колеса, шкива и подшипников.
Насадка зубчатого колеса - .
Насадка шкива ременной передачи .
Щетки валов под подшипники с отклонением k6.
Отверстия в корпусе под наружные кольца подшипников – Н7.
12. Выбор сорта масла.
Смазка зубчатого зацепления производятся окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на 10 мм.
По табл. 8.8 устанавливаем вязкость масла при скорости V = 1,38 м/с рекомендуется вязкость 50 = 118 сСт. По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное U – 100А.
Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладываем при стяжке. Сорт смазки VT-1.
Список используемой литературы.
1. Гузенков П.Г. Детали машин. 2-е издание М. Высшая школа, 1975
2. Детали машин А.Т. Бутурин, Г.М. Цукович, Б.Б. Панич и др. 6-е издание М., Машиностроение, 1968
3. Детали машин. Атлас конструкций. Под пред. Д.Н. Тешитова М., Машиностроение, 1968
4. Дружинин Н.С. Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М., Издательство стандартов 1975
5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов изделий машин. М., Высшая школа, 1978
6. Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Цукович, В.А. Киселев, С.А. Чернавский и др. 6-е издание М., Машиностроение 1970
7. Сборник задач и примеров расчета по курсу детали машин. Г.М. Цукович, В.А. Киселев, С.А. Чернавский и др. 4-е издание, М., Машиностроение 1974
8. Чернилевский Д.В. Панич Б.Б. Курсовое проектирование одноступенчатых редукторов. М., Высшая школа, 1975