прямозубого редуктора»

Специальность 2-74 06 04 «Техническое обеспечение мелиоративных

И водохозяйственных работ»

МЕТОДИЧЕСКАЯ РАЗРАБОТКА

На тему: «Проектирование одноступенчатого

прямозубого редуктора»

по дисциплине:

«Техническая механика»

Составил преподаватель: _________ Яромчик И.М.

Рассмотрена на заседании цикловой комиссии профилирующих дисциплин

по специальности 2-74 06 04

Протокол № ___от «___»______200 г.

Председатель ____________________

г. Пинск

СОДЕРЖАНИЕ

№ п/п	Наименование раздела	Стр.
	Введение.
	Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
	Выбор марки материала и определение допускаемых напряжений.
	Расчет передачи.
	Ориентировочный расчет валов.
	Конструктивные размеры зубчатой пары.
	Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора.
	Подбор подшипников.
	Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.
	Уточненный расчет ведущего вала.
	Посадки деталей и сборочных единиц редуктора
	Смазка зубчатых колес и подшипников
	Литература
	Приложение

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА ПРИВОДА

1 Электродвигатель

2 Муфта

3 Ценная передача

4 Редуктор

5 Конвейер

Рисунок 1

ВВЕДЕНИЕ

Назначение и классификация редукторов.

Общее устройство и принцип работы цилиндрических прямозубых редукторов.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем мощность на ведущем валу привода:

где - мощность на выходном валу кВт.

- КПД привода.

где - КПД цепкой передачи.

Принимаем

- КПД зубчатой передачи.

Принимаем

- КПД пары подшипников качения.

Принимаем

1.2 Выбираем электродвигатель.

По таблице П61[1] выбираем трехфазный асинхронный двигатель серии 44. Марка ….

1.3 Определяем общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням.

- передаточное число цепной передачи.

- передаточное число зубной передачи.

1.4 Вычисляем величины крутящих моментов на валах привода:

2 ВЫБОР МАРКИ МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Используя таблицу П21 и П28 [1], назначаем для изготовления зубчатых колес:

сталь: ….

термообработка: ….

По таблице П28 [1]для стали 45:

Для изготовления шестерни:

сталь: ….

термообработка: ….

2.2 Назначаем ресурс передачи . По формуле (100) [1] находим число циклов перемены напряжений:

2.3 Определяем допускаемые напряжения.

Так как , то значения коэффициентов долговечности формулы (99), (102), [1]:

3 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ.

3.1 Принимаем коэффициенты и определяем величину межосевого расстояния.

По таблице П22 [1] для прямозубых колес: .

Коэффициент ширины колеса: .

Принимаем , тогда .

По таблице П25 [1] при находим величину коэффициентов учитывающих неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:

3.2. Вычисляем межосевое расстояние:

По ГОСТ 2185-66 принимаем .

3.3 Находим величину нормального модуля:

По ГОСТ 9563-60 принимаем .

3.4 Определяем число зубьев шестерни и колеса:

3.5 Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:

Уточняем величину межосевого расстояния:

3.6 Вычисляем силы, действующие в зацеплении.

3.6.1 Окружное усилие:

3.6.2 Радиальное усилие:

3.7 Определяем окружную скорость колес и назначаем степень точности передачи:

по таблице 2 (страница 96 [1]) назначаем степень точности изготовления колес. Принимаем … степень точности.

3.8 Производим проверку прочности зубьев.

Принимаем коэффициенты:

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов.

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где

По таблице П26 для … степени точности и твердости колеса и окружной скорости находим коэффициенты :

Вычисляем величину коэффициента нагрузки:

Находим рабочее контактное напряжение и сравниваем его с допускаемым:

3.9 Производим проверку прочности зубьев на изгиб.

3.9.1 Определяем по таблице П27 [1] в зависимости от числа зубьев – коэффициент формы зуба и производим сравнение прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:

По меньшему отношению производим проверку прочности на изгиб:

4 ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Конструктивные размеры зубчатой пары.

4.1 Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный) расчет из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям.

Принимаем .

4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала:

В соответствии с ГОСТ 12080-66.

Принимаем .

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники.

Принимаем диаметр вала под уплотнение (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1..3 мм для упора торца втулки полумуфты); Диаметр вала под подшипник .

Диаметр , чтобы обеспечить высоту упорного буртика для посадки подшипника, таблице П63 [1].

4.3 Диаметр выходного конца ведомого вала:

В соответствии в соответствии с ГОСТ 12080-66 принимаем . Диаметр вала под уплотнение . Диаметр вала под подшипник . Диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса .

4.4 Конструктивные размеры зубчатого колеса.

4.4.1 Диаметр ступицы .

Принимаем .

4.4.2 Длина ступицы .

Принимаем .

4.4.3 Толщина обода .

Принимаем .

Колесо изготавливаем из поковки, конструкция дисковая.

4.4.4 Толщина диска .

Принимаем .

4.4.5 Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15..20 мм.

5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

5.1 Толщина стенки корпуса:

Принимаем .

5.2 Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

Принимаем .

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

Принимаем .

5.4 Толщина пояса крышки редуктора:

Принимаем .

5.5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

Принимаем .

5.6 Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

Принимаем .

5.7 Диаметр (ориентировочный) фундаментных болтов:

Принимаем .

5.8 Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):

Принимаем .

5.9 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:

Принимаем .

5.10 Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

Принимаем .

5.11 Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:

Принимаем .

5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:

Принимаем для быстроходного и тихоходного валов.

5.13 Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8..16 мм. Большие значения для тяжелых редукторов.

5.14 Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия: .

Принимаем .

5.15 Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):

Принимаем .

5.16 Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и компоновка редуктора.

Чтобы вычертить компоновку редуктора, проверить прочность и жесткость валов, необходимо ориентировочно найти остальные конструктивные размеры его деталей и сборочных единиц.

5.16.1 Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяют из соотношения:

Принимаем .

Если , то берут от торца ступицы.

5.16.2 Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни:

Принимаем .

Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения:

Принимаем .

5.16.3 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов определяют из соотношения , а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей сборочных единиц, насаживаемых на эти концы:

, принимаем ,

, принимаем .

5.16.4 Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем шариковые однорядные подшипники. Быстроходный вал - средней серии, тихоходный вал - легкой серии.

Размер , принимаем для быстроходного вала, для тихоходного вала.

Размеры ориентировочно принимаем равными :

, принимаем .

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни: .

Принимаем .

Размер .

Принимаем .

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала:

Принимаем .

5.16.5 Определяем расстояния и по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении до точек приложения опорных реакций.

Тихоходный вал: .

Принимаем .

Быстроходный вал: .

Принимаем .

5.16.6 Определяем габаритные размеры редуктора:

Принимаем ширину редуктора: .

Принимаем длину редуктора: .

Принимаем высоту редуктора: .

6 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

6.1 Вычерчивая схему нагружения быстроходного вала с учетом консольной силы (Рисунок 2).

Рисунок 2

Влияние цепной передачи на вал учитываем, прикладывая консольную силу .

Расстояние от точки приложения силы до точки приложения реакций ближайшей опоры приближенно находим по зависимости:

, где - диаметр выходного конца ведущего вала (полученный при проектном расчете вала).

6.2 Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости от силы :

6.3 Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

6.4 Определяем реакции в вертикальной плоскости от силы :

Проверяем правильность определения реакций:

6.5 Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

6.6 Определяем реакции опор от консольной силы :

Проверяем правильность определения реакций:

6.7 Строим эпюру изгибающих моментов от силы :

6.8 Строим эпюру крутящего момента. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы шестерни до точки приложения консольной нагрузки.

Крутящий момент равен вращающему моменту:

6.9 Суммарные радиальные опорные реакции:

6.10 Принимаем коэффициент:

- коэффициент безопасности нагрузки.

- коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипника, при

- коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника.

- желаемая долговечность подшипника в часах.

Для шариковых подшипников , тогда получаем:

По таблице П43 [1] окончательно приникаем подшипник:

№ … серии …

6.11 Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала.

Рисунок 3

6.12 Определяем реакции опор в вертикальной плоскости от сил :

6.13 Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости от силы :

6.14 Определяем координаты эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении :

6.15 Определяем ординаты эпюры крутящих моментов:

6.16 Вычисляем наибольшее напряжение изгиба и кручения в опасном сечении .

Диаметр вала в опасном сечении ослабляем шпоночной канавкой. Поэтому в расчет следует ввести значение меньшее на .

Принимая - расчетный диаметр вала в сечении , получаем:

6.17 Прочность вала проверим по III теории прочности формула (196) [1]

6.18 Материал для изготовления тихоходного вала - сталь 35, для которой по таблице П3 [1] при , а следовательно, предел выносливости:

6.19 Допускаемое напряжение изгиба определяем да формуле (197) [1] при

6.20 Сравниваем расчетное значение напряжение с допускаемым :

6.21 Определяем нагрузки, действующие на подшипники.

Радиальная сила:

6.22 Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника вычислим по формуле (209) [1] при

Проверяем соблюдение условия

6.23 По таблице П43 [1] окончательно принимаем шариковый подшипник:

№ … серии …, для которого:

7 ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

7.1 Шпонки подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяют расчетом на смятие.

7.1.1 Быстроходный вал.

Для консольной части вала при по таблице П49 подбираем призматическую шпонку .

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала на 3..10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок (см. последние два столбца таблицы П49) .

Расчетная длина шпонки: . Допускаемые напряжения .

Расчетное напряжение смятия:

Итак, принимаем шпонку ГОСТ 29175-91.

7.2 Тихоходный вал

7.2.1 Для выходного конца вала при по таблице П49 [1] принимаем призматическую шпонку .

При из ряда стандартных длин принимаем длину шпонки .

Расчетная длина шпонки:

Расчетное напряжение смятия:

Следовательно, принимаем шпонку ГОСТ 29175-91.

7.2.2 Для вала под ступицу зубчатого колеса при , по таблице П49 [1] принимаем призматическую шпонку , так как :

Принимаем .

Расчетная длина шпонки: .

Расчетное напряжение смятия:

Итак, под ступицу колеса выбираем шпонку ГОСТ 29175-91.

8 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

8.1 Ввиду больших нагрузок, действующих на вал от консольной силы принимаем материал вала сталь … : ,

- пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.

8.2 В соответствии с эпюрами изгибавших и крутящих моментов (рисунок 2) и наличием концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат проверочному расчету на усталость.

Таких сечений два I-I под серединой зубчатого колеса и II-II под подшипником А.

8.3 Проверяем сечение вала I-I:

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Крутящий момент в сечении вала:

8.4 Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза:

где - глубина шпоночного паза по табл. П49 [1].

8.5 Полярный момент сопротивления сечения c учетом шпоночного паза:

8.6 Амплитуда нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу:

8.7 Амплитуда касательных напряжений, изменявшихся по нулевому циклу:

8.8 Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом.

Коэффициенты снижения пределов выносливости определяем по формулам:

Для шпоночного паза находим значение: эффективных коэффициентов концентрации напряжений по таблице 7.14 [2]:

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по таблице 7.10 [2]:

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по таблице 7.11 [2]:

От установки шестерни на валу с натягом коэффициенты снижения пределов выносливости в местах напрессовки шестерни на вал находим по отношениям:

по таблице 7.16. [2]

и затем находим отношения:

В дальнейших расчетах пользуемся этими коэффициентами.

8.9 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения 1-1:

8.10 Проверяем сечение вала II-II:

Суммарный изгибающий момент равен моменту от силы , т.е.

8.11 Осевой момент сопротивления сечения:

8.12 Полярный момент сопротивления сечения:

8.13 Амплитуда нормальных напряжений цикла

8.14 Амплитуда касательных напряжений цикла:

8.15 Концентрация напряжений обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом.

При этом коэффициент снижения пределов выносливости:

Находим отношения для вала в местах на прессовки деталей.

По табл. 7.16. [2]при :

Принимаем , тогда .

8.16 Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

8.17 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений II-II:

Если расчетные значения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях незначительно превышают допускаемые коэффициенты запаса прочности , то размеры диаметров вала и выбранный материал оставляем без изменения.

9 ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ И СБОРОЧНЫХ ЕДИНИЦ РЕДУКТОРА

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска , а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска .

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка и т.д.) и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска .

10 СМАЗКА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПОДШИПНИКОВ

Для тихоходных и средне скоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой .

Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.

По таблице 4 [1] при принимаем масло марки …, которое заливается в картер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту зуба.

11 ЛИТЕРАТУРА

1 Устюгов И.И. Детали машин.- Москва:" Высшая школа " ,1981.

2 Дунаев П. Ф. Курсовое проектирование деталей машин.-Москва: "Машиностроение", 1984 год.

3 В.Е. Покровский, А.И. Столярчук. Техническая механика. Контрольные задания c программой на 280 - 290 учебных часов и краткими методическими указаниями для учащихся машиностроительных специальностей с квалификацией "Механик" заочных специальностей. –Москва:"Высшая школа", 1986 год.

4 А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин.- Москва: "Высшая школа", 1991 год.