Материал: Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Курсовой проект

Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Введение

редуктор двигатель привод силовой

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой, в которой приобретаются навыки и применяются знания правил, норм и методов конструирования.

Выполнение проекта базируется на знании математики, сопротивление материалов, материаловедение, стандартизации, машиностроительного черчения.

Целью курсового проекта является конструирование одноступенчатого редуктора общего назначения.

В кинематической схеме привода между электродвигателем и редуктором размещается ременная передача для снижения угловых скоростей. В курсовом проекте рассчитываются кинематические и силовые характеристики привода, параметры зубчатой передачи и ременной, конструируются валы редуктора, подбираются подшипники, шпонки, муфта, определяются нагрузки и допускаемые напряжения, осуществляется проверочный расчет элементов привода на прочность.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности, сокращение времени разработки - основные задачи конструкторов.

В курсовом проекте использованы новые тенденции редуктора строения, совершенные методы конструирования.

1.Теоретическая часть

1.1 Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, носит название привода. В общем виде привод включает в себя двигатель и передаточный механизм. Примером такого привода является заданная кинематическая схема курсового проекта.

Как известно, двигатели, создающие движение, имеют характеристики, не совпадающие с характеристиками исполнительного механизма (например, высокая скорость вращения двигателя и низкая - исполнительного механизма, и т.д.). Для согласования этих характеристик между двигателем и исполнительным механизмом следует установить механическую передачу - устройство, которое преобразует движение, перемещая его в пространстве. Известно большое количество различных типов передач, из которых можно сформировать все многообразие передаточных механизмов, обеспечивающих преобразование и передачу движения на расстояние, а также ориентацию его в пространстве, но укрупнено их можно представить в виде трех больших групп:

передачи вращения;

передачи, преобразующие вращательное движение в поступательное;

передачи, преобразующие движение по заданному закону;

Передачи вращательного движения, в свою очередь, разделяются на передачи зацеплением (зубчатые, червячные, волновые, цепные и т.д.) и трением (ременные, фрикционные). Наиболее применяемые в современном машиностроении среди передач зацеплением являются зубчатые. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Они - зубчатые передачи - очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высокий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать практически любую мощность (до 36 тыс. КВт). К недостаткам зубчатых передач следует отнести: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум при работе со значительными скоростями, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

В связи с разнообразием условий эксплуатации формы элементов зубчатых зацеплений и конструкции передач весьма разнообразны.

2. Расчетная часть

2.1 Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

Определение КПД привода

По таблице 2.2/6/ принимаем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес

η₁ = 0,96

КПД пары подшипников качение

η₂ = 0,99

КПД ременное передачи

η₃ = 0,97

КПД муфты

η₄ = 0,98

Общий КПД привода

η = η₁∙η₂^²∙η₃∙η₄ (6.10/3/)

η = 0, 96∙0,99^²∙0, 97∙0, 98=0,894

Определяем требуемой мощности электродвигателя

Ρ_дв = P₃/η

Ρ_дв = 2,9/0,894 = 3,243 кВт

Подбираем передаточные числа привода

Рекомендуемые значение передаточных чисел

Принимаем по таблице 2.3/6/.

- Передаточные числа ременной передачи_рп =2…3

Передаточные числа цилиндрической зубчатого редуктора_р =2…6,3

Общее передаточное число привода u = u_р∙u_рп (6.9/3/)= (2…6, 3) ∙ (2…3) =4…18, 9

Определяем требуемую чистоту вращение двигателя

_дв = n₃∙u

_дв = 110 (4…18,9) = 440…2079

Принимаем электродвигатель асинхронной серии 4А

По ГОСТ 19523-81 (табл. к9/6/) с частотой вращения 750 об/мин,

АМ132S8У3.

_ном = 4 кВт n_ном = 720 об/мин.

Кинематический расчёт привода

Определяем фактическое передаточное число привода при выбранном электро-двигатели.

= n_ном/n₃

= 720/110 = 6,5

Передаточное число редуктора задано_р = 1,8, тогда

_рп = u/u_р

_рп = 6,5/1,8 = 3,6

Определяем частоту вращение и угловые скорости на валах привода:

на валу двигателя ведущем шкиве ременной передачи.

n₁ = n_ном = 720 об/мин.

ω₁ = π∙n₁/30

ω₁ = 3,14 ∙ 720/30 = 75,36 рад/с.

на ведомом шкиве ременной передачи, ведущем быстроходном валу редуктора.

₂ = n₁/u_рп

₂ = 720/3,6 = 200 об/мин

ω₂ = π∙n₂/30

ω₂ = 3,14 ∙ 200/30 = 20,93 рад/с.

- на ведомом тихоходном валу редуктора.

₃ = n₂/u_р

₃ = 200/1,8 = 111 об/мин

ω₃ = π∙n₃/30

ω₃ = 3,14∙111/30 = 11,63

2.2 Определение силовых параметров привода

Определяем величину вращающих моментов на валах привода:

на валу двигателя ведущий шкив ременной передачи

M = P_ном/ω₁

= 4∙10³/75,36 = 53,1 Н∙м

Ведущий шкив ременной передачи, быстроходный вал редуктора

₁ = P_ном∙10³∙η₃∙η₂/ ω

₁ = 4∙10³∙0,97∙0,99/20,93 = 183,5 Н∙м

Тихоходный вал редуктора

₂ = P_ном∙10³∙η/ ω3

₂ = 4∙10³∙0,894/11,63 = 307,5 Н∙м

2.3 Выбор материалов зубчатой передачи

Так как в задание нет особых требований в отношении габаритов передачи, то материал шестерни и колеса выбираем в зависимости от величины вращающего момента на тихоходном валу проектируемого редуктора.

Материал шестерни-сталь 40ХН, улучшение до твердости 350НВ

Материал колеса-сталь 40ХН, улучшение до твердости 320НВ

2.4 Определение допускаемых напряжений

Определение допускаемых контактных напряжений

[σ_н] = σ_но/[S_н]∙K_НL где (9,37/3/)

σ_но - придел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала

σ_но=2НВ+70

[S_н] - допускаемый коэффициент безопасности

[S_н] = 1,1 - при нормализации, улучшении._НL - коэфициент долговечности_НL = 1 - при длительной эксплуатации передачи постоянной нагрузке.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни.

[σ_н]₁ = 2HB₁+70/[S_н]∙ K_НL

[σ_н]₁ = 2∙350+70/1,1∙1 = 700 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для колеса.

[σ_н]₂ = 2HB₂+70/[S_н]∙ K_НL

[σ_н]₂ = 2∙320+70/1,1∙1 = 645,5 Н/мм²

Т.к. передача прямозубая то расчет выполняем по допускаемому напряжению для колеса как менее прочному.

Определяем допускаемое напряжение изгиба

[σ_F] = σ_F0/[S_F]∙K_FL∙F_FC (9/42/3/)

Где σ_F0-придел выносливости зубьев при изгибе                        (табл. 9.3/3/)

σ_F0 = 1.8HВ1

[S_F ] - допускаемый коэффициент безопасности

[S_F] = 1.75-для зубчатых колёс изготовленных из поковок и штамповок_FL-коэффициент долговечности K_FL=1.при длительной эксплуатации передачи_FC-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложение нагрузки_FC = 1 передача не реверсивная.

Допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

σ_F01 = 1,8∙350 = 630 Н/мм²

[σ_F]₁ = σ_F01/ [S_F]∙ K_FL∙K_FC = 308,5 Н/мм²

[σ_F]₁ = 630/1,75 ∙1∙1 = 360 Н/мм²

Допускаемое напряжение для колеса:

σ_F02 = 1,8∙320 = 576 Н/мм²

[σ_F]₂ = σ_F02/ [S_F]∙ K_FL∙ K_FC = 277,7 н/мм²

[σ_F]₂ = 576/1,75∙1∙1 = 329 Н/мм²

Расчет выполняем по допускаемому напряжению изгиба для колеса как менее прочному.

2.5 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Определение межосевого расстояния условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.

 (9,26/3/)

Где М₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора Н∙м

К_HB - коэффициент неравномерности распределение нагрузки по ширине зубчатого венца

Ψ_а - коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояние принимаем, Ψ_а = 0,5 при симметричном расположении колес.

Значение коэффициента K_HB принимаем в зависимости от делительного диаметра.

Ψ_d = 0,5Ψа(u_p+1) = 0,5∙ 0,5 (1,8+1) = 0,7 (9.45/3/)

_HB = 1,03

 =138,6∙ = 138,6∙0,777 = 107,69 мм

Значение межосевого расстояние принимаем по ГОСТ 2185-75

а_ω = 107,69 = 125 мм.

Определяем модуль зацепление

≥ 6,8 M₂(u_p+1)/u_p a_ω b₂[σ_f2]

где b₂ - это ширина венца зубчатого колеса

₂ = Ψa∙a_ω

₂ = 125∙0,5 = 62,5 мм.

принимаем по стандарту из ряда R_a40₂ = 63 мм.≥ 6,8∙307,5∙10³ (1,8+1)/1,8∙125∙63∙329 = 1.25 мм принимаем стандартный модуль зацепление по ГОСТ 9563-76_n = 1,5 мм.

Определение основных параметров колеса и шестерни

Определяем ширину венца шестерни

₁ = 1,12 b₂

₁= 1,12∙63 = 70,56 мм.

Принимаем по стандарту из ряда R_а401 = 71 мм

Определяем суммарное число зубьев

ƶ_Σ = 2aω/m

ƶ_Σ = 2∙125/1,5 = 166

Определяем число зубьев шестерни и колеса

ƶ₁ = ƶ_Σ(u+1) =166/1,8+1 = 59

ƶ₂ = ƶ_Σ-ƶ = 166-59 = 107

Определяем фактическое передаточное число_ф = ƶ₂/ƶ₁

_ф = 107/59 = 1,8

Что соответствует заданному номинальному значению

Отклонение от заданного значение допускается 4%.

Определяем основные геометрические размеры передачи

Делительный диаметр:₁ = mƶ₁ = 1,5∙59 = 89,5 мм₂ = mƶ₂ = 1,5∙107 = 160,5 мм

Уточняем межосевое расстояние:

a_ω = (d₁+d₂)/2

_ω = 89,5+160,5/2 = 125 мм

Окружная скорость зубчатых колёс и степень точности передачи

υ = πn₂d₁/60

υ = 3,14∙200∙89,5/60∙1000 = 0,94 м/с

Определяем силы в зацепление

Окружная сила:

_t = 2M₂/d₂ (9.12/3/)

_t = 2∙307,5/160,5 = 3831,77 H

Радиальная сила:

_r = F_t∙tgα

_r = 3831,77∙0,364 = 1394,77 H

Принимаем коэффициент динамической нагрузки_hυ = 1,2 (9.6/3/)

Определяем расчетное контактное напряжение

σ_H = 310/a_ωu_p  (9.25/3/)

σ_H = 310/125∙1,8 = = 1,38∙363,913 = 502,2 Н/мм²

Определяем коэффициент формы зуба. Для шестерни и колеса:

Для шестерни: ƶ1 = 59; YF1 = 3,64

Для колеса: ƶ2 = 107; YF2 = 3,6

Сравнительная характеристика зубьев на изгиб для шестерни и колеса.

Для шестерни:

[σ_F]₁/Y_F1 = 360/3,64 = 98,9 H/мм² (9.32/3/)

Для колеса:

[σ_F]₂/Y_F2 = 329/3,6 = 91,4 Н/мм²

Прочность зубьев колеса оказалась ниже прочности зубьев шестерни

[σ_F]₂/Y_F2<[σ_F]₁/Y_F1, поэтому проверочный расчет передачи на изгиб выполняем по зубьям колеса.

Принимаем коэффициенты:

K_FB = 1,06 (9.5/3/)

K_Fυ = 1,4 (9.6/3/)

Определяем расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса.

σ_F2 = Y_F2 (F_t/b₂m) K_FB K_Fυ < [σ_F]₂ = 329 Н/мм²

σ_F2 = 3,6∙(3831,77/63∙1,5)∙1,06∙1,4 = 217 Н, мм²

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

2.6 Проектировочный расчет вала

Предварительный расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

[τk] =12…25 H/мм²

для быстроходного вала берём меньшее значение.

Определение диаметра выходного вала конца ведущего вала

_b1 =  (14.1/3/)

d_b1 =

Принимаем ближайшее большее значение из ряда Ra40    (табл. 1.1/3/)

d_b1 = 40 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем_п1=40

шестерни выполним за одно целое с валом.

Определяем диаметра выходного конца ведомого вала

d_b2 =

_b2 =  = 41,2 мм

Принимаем ближайшее большее значения из ряда Ra40 (1.1/3/)_b2 = 42 мм

Диаметр вала под подшипнику принимаем_п2 = 50 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом_к2 = 55 мм

Диаметр остальных участков валов назначаем, находя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.7 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

делительный диаметр шестерни₁ = 89,5 мм

диаметр вершин зубьев

d_a1 = d₁+2m

d_a1 = 89,5+2∙1,5 = 92,5 мм

диаметр впадин зубьев

d_f1 = d₁-2,5m

d_f1 = 89,5-2,5∙1,5 = 85,75 мм

ширина шестерни

b₁ = 1,12∙b₂

b₁ = 1,12∙63 = 70,56 мм

Колесо кованное.

делительный диаметр колеса₂=160,5 мм

диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂+2m = 160,5+2∙1,5 = 163.5 мм

- диаметр впадин зубьев

d_f2 = d₂-2,5m = 160,5-2,5∙1,5 = 156,75 мм

- ширина колеса₂ = 63 мм

диаметр ступицы колеса

d_ст = 1,6d_k2

d_ст = 1,6∙55 = 88 мм

длина ступицы колеса

L_ст = 1,2d_k2

L_ст = 1,2∙55 = 66 мм

толщина обода колеса

δ₀ = 4m_n

δ₀ = 4∙1,5 = 6 мм

толщина диска колеса

С = 0.3b₂

C = 0,3∙63 = 19 мм

Проверка пригодности заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовок шестерни

D = d_a1+6 мм

D = 92,5+6 = 98,5 мм < Меньше принятого значение.

Ширина заготовок колеса

S = b₂+4 мм

S = 63+4 = 67 мм < Меньше принятого значение.

Условие пригодности колеса и шестерни выполняется.

2.8 Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям таблица 8.3/4/ определяем размеры корпуса и крышки редуктора.

толщина стенки корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025aω+1 = 0,025∙125+1 = 4,125 мм

б₁=0,02aω+1 = 0,02∙125+1 = 3,5 мм

принимаем: б=8; б₁=8.

толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

b = 1,5δ = 1,5∙8 = 12 мм

толщину нижнего пояса крышки редуктора

b₁ = 1,5δ₁ = 1,5∙8 = 12 мм