Конструктивные размеры корпуса редуктора и эскизная компоновка.

Содержание

Введение………………………………………………………………………………….3

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт……………………….4

Выбор электродвигателя…………………………………………………………………4

Кинематический расчёт…………………………………………………………………..5

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора……………………………………………..6

Выбор материала и определение допускаемых контактных напряжений…………….6

Определение межосевого расстояния……………………………………………………7

Определение нормального модуля зацепления…………………………………………7

Определение числа зубьев шестерни и колеса………………………………………….7

Определение основных размеров шестерни и колеса…………………………………..8

Проверка контактных напряжений………………………………………………………9

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба……………………………9

3. Конструирование и предварительный расчёт валов редуктора…………..11

Ведущий вал……………………………………………………………………………….11

Ведомый вал………………………………………………………………………………12

4. Конструирование размеров шестерни и колеса…………………………..…13

Шестерня…………………………………………………………………………………..13

Зубчатое колесо…………………………………………………………………………...13

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора и эскизная компоновка…..14

6. Расчет ременной передачи ……………………………………………………….15

7. Проверка долговечности подшипников……………………………………..….17

8. Проверка прочности шпоночных соединений………………………………….21

9. Уточненный расчет валов…………………………………………………………21

10. Подбор посадок для сопрягаемых поверхностей……………………………….23

11. Выбор смазки………………………………………………………………………...24

12. Сборка редуктора…………………………………………………………………....24

Список литературы…………………………………………………………………24

ВВЕДЕНИЕ.

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используется зубчатая передача.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Выбор электродвигателя

По таблице 1.1. выбираются значения КПД отдельных передач, входящих в привод,

и определяется общий КПД привода

_общ= _рем._з.з.п. ₍_п.к.)ⁿ

где,

_рем. - КПД ременной передачи, =0,95

_з.з.п. – КПД закрытой зубчатой передачи, =0,98

_п.к. – КПД пары подшипников качения, = 0,99

n – число пар подшипников качения, =4.

_общ= _рем._з.з.п. ₍_п.к.)ⁿ =

Расчетная мощность на валу электродвигателя

кВт

Выбираем по каталогу электродвигатели, удовлетворяющие условию по мощности, т.е.

с мощностью Р_дв=7,5кВт (табл. П.1): это электродвигатели, имеющие соответственно

асинхронную частоту вращения n₁=3000 мин^-1(n_дв1=2900 мин^-1); n₂=1500 мин^-1 (n_дв2=1455 мин^-1); n₃=1000 мин^-1 (n_дв3=970 мин^-1); n₄= 750 мин^-1(n_дв4= 720 мин^-1).

Исходя из этого, получаем четыре возможных варианта значения общего передаточного числа привода:

Кинематический расчёт

Далее по таблице предварительно принимаем в соответствии с рекомендациями стандартное значение передаточного числа редуктора u_ред = 5 (п.1 стр.36) и вычисляем возможные значения передаточного числа ременной передачи:

В соответствии с рекомендациями оптимальное значение передаточного числа для

ременных передач находится в пределах u_рем = 2 …5, поэтому окончательно принимаем:

u_ред =5; u_рем=3,234.

Таким образом, в приводе конвейера используем электродвигатель 4А132М6:

n=970 об/мин, P=7,5 кВт.

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

мин ^–1

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

мин ^-1

Мощность на валах редуктора:

На быстроходном валу:

Р₁ = P_р.дв_м _п= кВт;

на тихоходном валу:

КВт.

Вращающий момент на валах редуктора:

На быстроходном валу:

H · м;

на тихоходном валу:

Т₂= Т₁ u_ред = H · м.

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора 2.1 Выбор материала и определение допускаемых контактных напряжений

По таблице 3.3. (п.1) в соответствии с рекомендациями выбираем материалы: для изготовления шестерни сталь 40Х, _в =930 МПа, _т =700 МПа, твёрдость H₁ = 270 HB, термообработка – улучшение; для изготовления колеса сталь 45 (после нормализации), _в=690 МПа, _т =340 МПа, твёрдость H₂ =200 HB.

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле

(п.1, формула 3.9.)

где: _Н_limb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таб. 3.2. п.1);

K_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности (1,1) (п.1, стр.33)

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

_Н_limb = 2НВ + 70(п.1, таблица 3.2.)

При длительной эксплуатации редуктора число циклов нагружения больше базового, поэтому принимаем K_HL =1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[_Н]=0,45([_Н1] + [_Н2] ),(п.1, формула 3.10)

где: [_Н1]– расчетное контактное допускаемое напряжение для шестерни;

[_Н2] - расчетное контактное допускаемое напряжение для колеса.

Для шестерни:

МПа.

для колеса :

МПа.

[_Н] =0,45([_Н1] + [_Н2])=0,45(555+427)=442МПа.

Требуемое условие [_Н]1,23[_Н2]=1,23427=525 МПа 442 МПа< 525 МПа выполнено.

2.2 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

[п.1, формула 3.7.) ]

где: К – вспомогательныйкоэффициент. Для косозубых передач = 43,0.

K_H –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для передач с

симметричным расположением колес по отношению к опорам = 1,0

[п.1, таблица 3,5]

_ba – коэффициент ширины зубчатого венца. Для косозубых колес принимаем = 0,4.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния a_w =140 мм. [п.1,стр.36]

2.3 Определение нормального модуля зацепления

Модуль передачи

=(0,01...0,02)140=1,4...2,8 мм.

Принимаем стандартное значение модуля m_n =2 мм. [п.1,стр. 36]

2.4 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10^о и определяем числа зубьев шестерни и колеса

[п.1, формула 3.16.]

Принимаем z₁ =23.

z₂ = z₁u_ред = =115.

Уточненное значение угла наклона зубьев

2.5 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей:

Шестерни мм;

Колёса мм.

Проверка межосевого расстояния:

мм,

что соответствует определённому ранее значению.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Шестерни мм;

Колёса мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Шестерни мм

Колёса мм

Ширина колеса , принимаем b₂=56 мм.

Ширина шестерни =56+4 мм=60 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (п.1, стр. 32).

Силы в зацеплении:

Окружная

Н;

радиальная

;

осевая

Н.

2.6 Проверка контактных напряжений

Проверочный расчёт на контактную прочность проводиться по формуле:

[п.1, формула 3,6]

где: K_H_–коэффициент нагрузки;

Коэффициент расчётной нагрузки при расчёте на контактную прочность

K_H= K_H K_H K_H,

где: K_H – коэффициент. Учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес.

( При 5 м/с и 8-й степени точности K_H = 1,08) [п.1, таблица 3,4]

K_H – коэффициент динамической нагрузки.

(Для косозубых передач при 5 м/с K_H =1,0 [п.1, таблица 3,6]

Значение было найдено при расчёте межосевого расстояния.

Таким образом, K_H= 1·1,08·1 = 1,08

Перегруз составляет (450-442)/442100%=1,8 % (допускается до 5 %).

Условие контактной прочности соблюдается.

2.7 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение на изгиб определяется по формуле

[_F]= , [п.1, формула 24]

где: _Flimb -предел выносливости соответствующему базовому числу циклов. Для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350 = 1,8 НВ [п.1, таблица 3,9]

[S_F] – коэффициент безопасности.

[S_F] = [S_F] [S_F],

где: [S_F] - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых

колес. (Для стали 45 улучшенной = 1,75) [ п.1, таблица 3,9 ]

[S_F] - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого

колеса. (Для поковок и штамповок = 1,0)

Следовательно, [S_F] = 1,75·1 =1,75

Допускаемое напряжение: для шестерни [_F₁] = МПа

для колеса [_F₂]= МПа

Проверочный расчёт на изгибную прочность проводится по формуле:

[п.1, формула 25],

где: Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев.

у шестерни ,

у колеса .

При этом 3,9 и 3,60 [п.1, стр.42]

Y –коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.

K_F – коэффициент нагрузки.

К_F – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. (При 8-й степени точности = 0,91 ) [п.2, стр. 66.]

K_F = K_F K_F,

где: K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Зависит от _bd и HB. (При НВ 350 и _bd =1,07 K_F =1,11 ) [п.1, табл. 3,7.]

K_F – коэффициент динамичности. [п.1, табл. 3,8.]

По таблице 3.8[1] при 8-й степени точности и скорости v=1,5 м/с =1,1.

Расчёт на изгиб производится для шестерни или колеса в зависимости от отношения

для шестерни

для колеса

Так как для колеса это отношение меньше, расчёт проведём по колесу.

Таким образом, условие прочности на изгиб соблюдается.

3. Конструирование и предварительный расчет валов редуктора

Простые по конструкции гладкие валы выполняются одинакового номинального диаметра по всей длине; для обеспечения требуемых посадок деталей предусматриваются на участках вала соответствующие отклонения диаметра. Для удобства сборки и разборки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей вала – валы выполняются ступенчатыми. Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. 3.1. Ведущий вал Материал ведущего вала выбираем такой же, как уже выбранный материал шестерни, предполагая , что шестерню будем выполнять заодно с валом. Диаметр выходного конца вала определяем из расчёта только на кручение по пониженным напряжениям по формуле

[п.1, формула 25], где: Т₁ – крутящий момент ведущего вала, Н мм; [_к]_-допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Корректируем d_в11по предполагаемому ряду чисел [п.1, стр.161], при необходимости по стандартным размерам муфт (п.1, стр. 268-288). Для двигателя d_дв=38 мм, принимаем d_в11 =32 мм. Разрабатываем конструкцию вала. Длина ступени l₁₁ под полумуфту l₁₁= (1,0 ÷1,5) d_в11=(1,0 ÷1,5) 32=32…48 мм Диаметр второй ступени d₂ под подшипники качения определяется

t =2,2 мм [п.2, табл. 7.1.] d_в12 =32 +5 =37 мм. Принимается d_в12 – по ближайшему значению внутреннего диаметра подшипников качения средней серии [п.1, табл. П3.]. d_в12 =40 мм. Предварительно принимаем радиальный шариковый подшипник № 308 (d =40 мм, D=90 мм, B=23 мм ) Длина ступени l₁₂ принимается с учётом уплотнения крышки с отверстием и ширины подшипника

для вала-шестерни.

Принимаем для шестерни рассчитанные ранее размеры d_а,, d_ш1, b₁_.

3.2. Ведомый вал

Диаметр выходного конца ведомого вала:

мм

[_k]₂ – допускаемое напряжение на кручение для материала ведомого вала.

мм

d_в21 =42 мм.

Аналогично расчёту ведущего вала определяем остальные размеры вала, а именно

Длина ступени l₂₁ под полумуфту l₂₁= (1,0 ÷1,5) d_в11=(1,0 ÷1,5)42=42…63 мм.

Принимаем l₂₁=60 мм.

Определяем d_в22 = d_в21+2 t =42+5,6=47,6 мм.

Принимается d_в22 – по ближайшему значению внутреннего диаметра подшипников качения средней серии [п.1, табл. П3.]. d_в22 =50 мм.

Предварительно принимаем радиальный шариковый подшипник №310 (d=50 мм,

D=110 мм, B=27 мм)

Диаметр под зубчатым колесом d_в23 =55 мм.

На рисунках 1 и 2, приведены принятые размеры ведущего и ведомого вала

Рисунок 1. Основные размеры ведущего вала (вал-шестерня)

Рисунок 2. Основные размеры ведомого вала.

Подбираем подшипники по внутреннему диаметру для эскизной компановки редуктора.

Условное обозначение подшипника	d	D	B	С	r
Размеры, мм	кН	мм
					2,5
				65,8

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса [1]

4.1. Шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры:

d_ш1 =46,67 мм; d_a₁ =50,67 мм; b₁ =60 мм.

4.2. Размеры колеса

d_к2 =233,33 мм; d_a₂ =237,33 мм; b₂ =56 мм

Диаметр ступицы

d_в = d_в23 =55 мм.

мм, принимаем d_СТ=90 мм.

Длина ступицы

мм, принимаем L_ст =70 мм.

Толщина диска

b₂ =56 мм.

мм, принимаем С =16 мм.

Толщина обода

, где =2 мм.

мм, принимаем d₀ =8 мм.

Рисунок 3. Основные размеры зубчатого колеса

Конструктивные размеры корпуса редуктора и эскизная компоновка.

Из атласа конструкций одноступенчатых редукторов или по рекомендациям

выбираем за аналог.

При разработке рабочего чертежа и общего вида редуктора некоторые размеры уточняются (диаметры, длины ступеней) или принимаются в глазомерном масштабе по аналогу.

Толщина стенок корпуса и крышки:

d = 0,025а_W +1 =0,025·140+1=4,5 мм.

Принимается d не менее 8 мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 d=1,5·8=12 мм,

нижнего пояса корпуса

р = 2,35·d=2,35·8=18,8 мм. Принимаем р=20 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных d₁ = (0,03...0,036) a_w + 12 =(0,03...0,036) ·140+12=16,2…17,04 мм. Принимаем d₁ =18 мм.

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7...0,75)d₁ =(0,7...0,75) ·18=12,6...13,5 мм. Принимаем болты d₂ =14 мм.