Проектирование одноступенчатого редуктора

Содержание

Введение…………………………………………………………………3

Глава I

Кинематический расчет привода……………………………………….4

Глава II

Расчет червячной передачи……………………………………………..6

Глава 3

Расчет цепной передачи………………………………………………...10

Глава 4

Расчет и проектирование валов…………………………………………17

1. Тихоходный вал ……………………………..………………………..17

2. Вал-червяк …………………………………………………………….21

Глава 5

 Выбор и расчет подшипников……………………………..……………23

Глава 6

 Выбор и расчет шпонок………………………………….………………24

Глава 7

Конструирование и расчет корпусных деталей…………………………25

Глава 8

Смазка и смазочные устройства…………………….…………………...26

Заключение……………………………………………………………......27

Литература………………………………………………………………..28

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин» базирующегося на знаниях  физико-математических и общетехнических дисциплин- математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового  проектирования является одноступенчатый  редуктор -механизм, состоящий из зубчатой передачи, 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 валом.

Редуктор проектируется  по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

по типу передач (зубчатые, червячные или зубчато-червячные,

по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые);

по типу колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические);

по расположению валов  в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

 

Глава 1

Кинематический  расчет привода

Кинематический  и энергетический расчет привода  машины заключается в выборе кинематической схемы привода, подборе электродвигателя, определении угловых скоростей и крутящих моментов на валах.

Определим требуемую  мощность электродвигателя:

Р_э.тр= , где h - общий КПД привода, Р_вых=7,3 кВт - мощность на выходном валу.

Общий КПД  привода определяется, как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

.

Для данного  редуктора  , где - КПД червячной передачи, - КПД цепной передачи.

Имеем ;

Р_э.тр= Вт.

На основе требуемой мощности по каталогу выбираем электродвигатель с номинальной мощностью

Р_э³Р_э.тр,  

Р_э=11 кВт, выбранный двигатель 4А132М4У3, для которого n_ном=1447 об/мин, n_синх=1500 об/мин.

Определяем  требуемую частоту вращения вала на входе в исполнительный механизм:

n_вых= об/мин по условию проекта.

U_тр.=

Берем передаточное отношение червячного редуктора 20. Тогда U_цп = .

Определим крутящие моменты на валах привода и  угловые скорости их вращения:

(1/с);

(Нм);

(1/с);

(Нм);

(1/с);

(Нм);

 

 

Глава 2

Расчет червячной  передачи.

Исходные данные: U=20; M₃=1542 Hм; ω₃=4,73 1/c; L_h=16000 ч.

1. Выбор материала  червяка и колеса.

Для червяка берем  сталь 45 с термообработкой, вариант  – улучшение и закал ТВЧ 45...50. Витки шлифованные и полированные.

Для выбора материала  колеса определим ориентированную  скорость скольжения

 м/с.

Для колеса выбираем бронзу Бр. ОФ10-1 ( м/с), отливка в металлическую форму. Механические характеристики: МПа, МПа.

2. Напряжения, которые  допускаются. 

Бронза, которую мы избрали, относится к материалам І группы.

Контактное напряжение, которое допускается,

.

Коэффициент долговечности

Общее число циклов изменения  напряжений

Коэффициент

Исходное контактное напряжение, которое допускается,

 МПа.

Контактное напряжение, которое допускается,

 МПа.

Напряжение изгиба, который  допускается,

Коэффициент долговечности

 

Исходное напряжение изгиба, который допускается,

 МПа.

Напряжение изгиба, который  допускается,

 МПа.

3. Межосевое расстояние.

 м.

Берем мм, после округления его в большую сторону.

4. Подбор основных параметров  передачи.

Число витков червяка  число зубьев колеса

Модуль передачи

 мм.

Ближайшее стандартное  значение мм.

Коэффициент диаметра червяка

Принимаем 16.

Минимальное значение

Коэффициент сдвига инструмента

.

5. Геометрические размеры  червяка и колеса.

Делительный диаметр  червяка  мм.

Диаметр вершин витков мм.

Диаметр впадин мм.

Длина нарезанной части  мм.

Так как витки шлифуют, то окончательно мм.

Диаметр делительной  окружности колеса мм.

Диаметр окружности вершин зубьев мм.

Диаметр колеса наибольший мм.

Ширина венца  мм.

6. Проверочный расчет передачи  на прочность.

Для и угол . Угловая скорость червяка с^-1. Окружная скорость червяка м/с. Скорость скольжения м/с. Коэффициент Контактное напряжение, которое допускается, МПа.

Окружная скорость колеса м/с. Поэтому коэффициент .

Расчетное напряжение

 МПа, 

что меньше допустимого.

7. КПД передачи.

Угол трения .

8. Силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке

 Н.

Окружная сила на червяке  и осевая сила на колесе

 Н.

Радиальная сила 

 Н.

9. Проверка зубьев  колеса по напряжениям изгиба.

Эквивалентное число  зубьев . Коэффициент . Окружная скорость колеса м/с. Поэтому коэффициент нагрузки .

Расчетное напряжение изгиба

 МПа.

10. Тепловой расчет.

Мощность на червяке

 Вт.

Поверхность охлаждения корпуса  м². Коэффициент . Тога температура масла

что есть допустимым, так  как 

 

 

Глава 3. Расчет цепной передачи

 

3.1. Общие сведения.

 

Цепные передачи являются разновидностью передач зацеплением. Они представляют собой механизмы, в которых движение передается шарнирной цепью, охватывающей ведущее и ведомое зубчатые колеса (с числами зубьев Z_l и Z₂ соответственно), которые называются звездочками (рис. 2, а). При помощи цепной передачи вращающий момент может быть передан на значительное расстояние.

Одним из главных достоинств цепных передач является достаточно высокий КПД, постоянное передаточное отношение, а также большая передаваемая мощность (до 100 кВт и выше). Кроме того, такие передачи имеют значительно меньшие размеры и нагрузки на валы по сравнению с ременными передачами. Для цепных передач не характерно проскальзывание цепи по звездочке и буксование, а, кроме того, стальная цепь прочнее ремня. Угол обхвата звездочки цепью не имеет столь решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем. Поэтому вращение от одной звездочки 1 может быть передано нескольким ведомым звездочкам 2 (рис. 2, б).

Рис. 2. Общий вид цепной передачи.

К числу недостатков цепной передачи следует отнести повышенный износ  сопряженных поверхностей и значительный шум при эксплуатации.

 

 

 

3.2. Исходные данные для расчета

 

Н-м — вращающий момент на валу ведущей звездочки:

- угловая частота вращения ведомой звездочки

 об/мин – частота вращений  ведущей звездочки.

U = 1,6 — передаточное число цепной передачи.

Нагрузка постоянная, угол наклона линии центров к  горизонту 30°, смазка цепи и регулирование  ее натяжения — периодическое, режим  работы — в две смены.

 

3.3. Определяем шаг и производим выбор цепи.

 

Ориентируясь на величину передаточного числа U = 1,6 по табл. 2 принимаем число зубьев ведущей звездочки Z₁ = 30.

Таблица 2

Число зубьев ведомой  звездочки

.

Фактическое передаточное число

.

Ориентируясь на исходные данные, определяем коэффициент эксплуатации:

,

где К₁ = 1 (нагрузка, близкая к постоянной);

К₂ = 1 (принимаем межосевое расстояние а = 40t);

К₃ = 1 (угол наклона линии центров передачи меньше 60°);

К₄ = 1,15 (регулирование натяжения цепи — периодическое);

К₅ = 1,5 (смазывание цепи — периодическое);

К₆ = 1,25 (работа в две смены).

По табл. 3 принимаем  ориентировочное допускаемое удельное давление [р] = 19 Н/мм² (шаг цепи 19,05...25,4 мм; частота вращения ведущей звездочки по исходным данным об/мин).

Шаг цепи

где = 1 (принимаем двухрядную цепь).

Таблица 3.

По таблице 4 принимаем  ближайшее большее стандартное  значение шага цепи t = 19,05 мм.

Проверяем цепь по допускаемой  частоте вращения. Из табл. 5 величина = 1640 мин^-1 (условие = 1447 = 1640 мин^-1 выполняется).

Таблица 4

 

Таблица 5

Расчетное давление в шарнирах цепи:

 Н/мм².

Условие р < [р]  вьполнено.

Определяем число зубьев ведомой  звездочки

.

Принимаем Z₂= 48. Фактическое передаточное число 1,6. Отличие фактического передаточного числа от заданного:

DU= ´100%=0 %.

что меньше допустимого  предела в 5%.

По результатам расчета принята  следующая цепь. Цепь ПР-19 05-3180 ГОСТ 13568-75 (приводная двухрядная цепь с шагом t = 19,05 мм, разрушающей нагрузкой 31,8 кН).

 

3.4. Определяем геометрические  параметры передачи.

 

Межосевое расстояние.

мм.

Число звеньев цепи

где суммарное число  зубьев ;

параметр  .

Принимаем число звеньев  цепи L_t = 120. Тогда длина цепи

мм.

Уточняем межосевое расстояние, выраженное в шагах.

Межосевое расстояние мм.

 

3.5. Проверяем  цепь по запасу прочности.

 

Для выбранной цепи при  заданных = 1447 мин^-1 нормативный запас прочности [S] = 11,7 (см. табл. 6).

Таблица 6

Расчетный коэффициент  запаса прочности определится по формуле:

В данной формуле F_b = 31,8 кН (разрушающая нагрузка принятой цепи);

К₁ = 1 (нагрузка близка к постоянной).

Окружная сила   Н,

где диаметр делительной  окружности ведущей звездочки

  мм.

Нагрузка от центробежных сил

 Н, 

где m = 1,9 кг — масса 1 м цепи (таблица 4);

Средняя окружная скорость

 м/с.

Нагрузка от провисания цепи

 Н,

где K_f = 3 (коэффициент при угле наклона линии центров к горизонту, равном 45°); а = 0,762 м (межосевое расстояние);

Расчетный коэффициент  запаса прочности

 Условие S > [S] выполняется.

 

3.6.  Определяем  нагрузку на валы звездочек.

 

  Н.