Проектування циліндричного одноступінчатого редуктора

Міністерство освіти і науки України

Полтавський будівельний технікум транспортного

будівництва

Спеціальність: 5.05050204 "Експлуатація та ремонт підйомно-транспортних, будівельних та дорожніх машин і обладнання"

Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни

“Деталі машин”

РОЗРОБКА ЦИЛІНДРИЧНОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА І КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ ДЛЯ ПРИВОДУ РОБОЧОЇ МАШИНИ

Перевірив А.В.Товаришенко

Розробив студент групи 36-М Р.В.Анахін

Полтава 2010

ВСТУП

Редуктором називається механізм, який складається з зубчатих чи черв’ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до робочої машини.

Призначення редуктора – зниження кутової швидкості і відповідно збільшення крутного моменту ведомого вала по відношенню до ведучого.

Редуктор складається з корпуса (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщуються елементи передачі – зубчаті колеса, вал підшипники. Редуктор проектують або для привода певної машини, або по заданому навантаженню і передаточному числу без вказування конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організоване серійне виробництво редукторів.

Редуктори класифікуються за наступними основними ознаками: типом передачі (зубчаті, черв'ячні); числом ступенів (одноступінчаті, двохступінчасті і більше); відносному положенню зубчатих коліс в просторі (горизонтальні вертикальні).

1. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК

1.1 Визначення потужності і частоти обертання двигуна

Загальний ККД приводу:

(1.1)

- приймаємо ККД пари циліндричних зубчастих коліс ή₁=0,97;

- коефіцієнт враховуючий витрати пари підшипників кочення ή₂=0,99;

- ККД відкритої ланцюгової передачі ή₃=0,97;

- коефіцієнт , який враховує втрати в опорах вала приводного барабана ή₄=0,99.

ή_заг = 0,96·0,99²·0,97·0,98 = 0,89

Потужність на валу барабана:

Р_б = F_t·V кВт (1.2)

Р_б= 2·1=2кВт

Потрібна потужність електродвигуна:

Р_потр = (1.3)

Р_потр = =2,25кВт

Визначаємо передаточне число приводу для всіх можливих варіантів типу двигуна при заданій номінальній потужності

Р_ном ≥ Р_потр =3кВт

Таблиця 1.1- Варіанти типу двигуна при заданій потужності

Кутова швидкість барабану:

ω_б = (1.4)

ω_б =

Частота обертання барабана : (1.5)

n_б =

nб = =76 об/хв

u₁ = n_ном/n_б =37

u₂ = n_ном/n_б =19

u₃ = n_ном /n_б =13

u₄ = n_ном/n_б =9

Визначаємо передаточні числа приводів приймаємо передаточне число

редуктора постійним, і змінюючи значення передаточного числа

відкритої передачі , розбиваємо передаточне число привода для

варіантів типу двигуна u_зп = 4

u_вп – повинно знаходитись в діапазоні від 2…5

u_вп1 = u₁/ u_зп = 37/4=9,2 (1.6)

u_{вп 2} = u₂/ u_зп = 19/4=4,75

u_{вп 3} = u₃/ u_зп =13/4=3,25

u_вп4 = u₄/ u_зп =9/4=2,25

u_вп = 3,125

Як найбільш підходящий обираємо другий варіант. По таблиці К9 ст 384 по потрібній потужності Р_потр=2,25кВт. Вибираємо електродвигун, трьохфазний коротко замкнений серії 4А, закритий, охолоджуваний повітрям з синхронною частотою обертання 1000 4АМ112MA6У3, з параметрами 2,25кВт, номінальною частотою обертання 955об/хв.(ГОСТ 15150-69)

1.2 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Потужність Р,кВт

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Швидкохідний вал редуктора

Р₁= Р_ном· ή₁· ή₃ (1.7)

Р₁= 3·0,96·0,97=3,49

Тихохідний вал редуктора

Р₂ =Р₁· ή₁· ή₂ (1.8)

Р₂= 2,79·0,96·0,99=3,32

Робочої машини

Р_м = Р₂· ή₃· ή₄ (1.9)

Р_м = 2,65·0,97·0,98=3,22

Частота обертання n, об/хв.:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигун n_ном = 955 (1.10)

Швидкохідний вал редуктора n₁= n_ном = 955 (1.11)

Тихохідний вал редуктора n₂ = n₁/u_зп = 955/4 = 238об/хв. (1.12)

Робочої машини n_рм = n₂/u_вп = 238/4= 60об/хв. (1.13)

Кутова швидкість ω,рад/с:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна ω_ном = (1.14)

Швидкохідний вал редуктора ω₁ = ω_ном =100 (1.15)

Тихохідний вал редуктора ω₂ = (1.16)

Робочої машини ωрм = (1.17)

Обертовий момент Т,Н·м:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна Т_дв = (1.18)

Швидкохідний вал редуктора Т₁ = Т_дв·ή₁·ή₂ = 36·0,96·0,99 = 34 (1.19)

Тихохідний вал редуктора Т₂ = Т₁·u_зп· ή₁·ή₂= 34·4·0,96·0,99 =109 (1.20)

Робочої машини Т_рм = Т₂·u_ВП·ή₃·ή4= 109·4·0,97·0,98 =403 (1.21)

Таблиця 1.2- Силові і кінематичні параметри приводу

2. ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Для виготовлення зубчастої пари вибирають сталь, яка піддається термообробці і здатна забезпечити достатню міцність та довговічність передачі. З метою кращого припрацювання зубів пари, твердість шестерні призначається на 20…50НВ більше ніж колеса .

Для виготовлення шестерні обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення з послідуючим гартуванням поверхневого шару зубів струмом високої частоти НВ1= 269…302.

Для виготовлення колеса обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення, твердість НВ2= 235…262

2.1 Визначення середньої твердості матеріалу

Матеріал шестерні НВ_сер1= (2.1)

Матеріал Колеса НВ_сер2= (2.2)

2.2 Визначення допустимих дотичних напружень [δ]_н

Шестерні [δ]_н1= 1,8ּНВ₁+67 = 1,8·285+67=580 (2.3)

Колеса [δ]_н2 =1,8ּНВ₂+67 = 1,8·250+67=513 (2.4)

2.3 Визначення допустимих згинаючих напружень

Шестерні [δ]_F1= 1,03·НВ₁ = 1,03·285 = 294 (2.5)

Колеса [δ]_F2=1,03·НВ₂ = 1,03·250 = 255 (2.6)

Таблиця 2.1 Матеріали зубчастої пари

3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

3.1 Проектний розрахунок передачі(циліндрична косозуба)

Міжосьова відстань

,мм (3.1)

де К_а - допоміжний коефіцієнт, якій залежить від типу зубів,

ψ_а – коефіцієнт ширини вінця колеса; ψ_а =0,3

=155мм

Визначення модуля зачеплення т, мм (3.2)

K_т– коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця; K_т=5,8

d₂ - діаметр ділильного кола колеса;

мм (3.3)

b₂ - ширина вінця колеса;

мм (3.4)

=2,108

Приймаємо m=2,25

Визначення мінімального кута нахилу зубів:

(3.5)

Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса:

(3.6)

Уточнюємо дійсну величину кута нахилу зубів:

(3.7)

Визначаємо кількість зубів шестерні

(3.8)

Визначаємо кількість зубів колеса:

z₂ = z_∑ - z₁ (3.9)

Визначаємо фактичне передаточне число і його відхилення від заданого:

(3.10)

(3.11)

Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою:

= (3.12)

Подальші розрахунки виконуємо за фактичною міжосьовою відстанню.

Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм

Ділильний діаметр d , мм:

шестерні = (3.13)

колеса = (3.14)

Діаметр кола вершин зубів d_a, мм:

шестерні d_а1 = d₁+2m=68мм(3.15)

колесаd_а2 = d₂+2m =258мм (3.16)

Діаметр кола западин зубів d_f, мм:

шестерні d_f1 = d₁-2,4m=56,6мм(3.17)

колеса d_f2 = d₂-2,4m=246,76мм(3.18)

Ширина зубчастого вінця b, мм:

шестерні b₁ = b₂ + (3…5 мм)=52мм(3.19)

колесаb₂=ψ∙a_w=46мм(3.20)

3.2 Перевірочний розрахунок закритої передачі

Перевіряємо контактне напруження по формулі:

s_н=, Н/мм² (3.21)

де F_t сила в зачепленні, Н:

F_t==(3.22)

К - допоміжний коефіцієнт, для косозубої пердачі К=43

K_Hv - коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передачі. Для визнання швидкості v =1,84m/c

=497,1Н/мм²

3.2.2 Перевіряємо напруження згину зубів шестерні і колеса, Н/мм²

Н/мм² (3.23) H/мм² (3.24)

де, K_Fv =1,8 коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;

Y_F1 =3,81-коефіцієнт форми зуба, в залежності від числа зубів z₁

Y_F2 =3,6- коефіцієнт форми зуба, в залежності від е числа зубів z₂

Y_β =0,922- коефіцієнт, який враховує нахил зубів.

Н/мм²

Н/мм²

Таблиця 3.1 - Геометричні параметри зубчастої конічної передачі

Таблиця 3.2 - Результати перевірочного розрахунку

4. РОЗРАХУНОК КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

4.1 Вибір перерізу пасу

Згідно з номограмою у відповідності до потужності електродвигуна і частоти його обертання обираємо пас перерізу А, його характеристики такі:

b_P =11

b_O=13

h =8

y_O=2,8

A = 81

q =0,105

4.2 Визначення розрахункового діаметру ведучого шківа

Розрахунковий діаметр шківу обираємо в залежності від крутного моменту та обраного перерізу пасу.

D_1min=100мм

4.3 Визначення діаметру веденого шківу d₂

,(4.1)

де u_ВП - передаточне число відкритої передачі

ε =0,01...0,02 - коефіцієнт ковзання

Отримане значення необхідно відкоригувати за рядом стандартних чисел.

4.4 Визначення фактичного передаточного числа пасової передачі

(4.2)

4.5 Визначення орієнтовної міжосьової відстані

(4.3)

4.6 Визначення розрахункової довжини пасу

(4.4)

Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення

4.7 Уточнення міжосьової відстані

(4.5)

4.8 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу

(4.6)

4.9 Визначення швидкості пасу

(4.7)

4.10 Визначення припустимої потужності, яка може передаватися пасом

(4.8)

де Р_о =0,95- припустима потужність передана одним пасом;

С_р =1- коефіцієнт динамічності навантаження і довговічності роботи;

С_α =0,83- коефіцієнт кута охоплення ведучого шківа;

С_l =1- коефіцієнт відношення розрахункової довжини пасу до прийнятої;

С_z =0,9- коефіцієнт очікуваної кількості пасів комплекту клинопасової передачі.

4.11 Визначення кількості приводних пасів в комплекті

(4.9)

4.12 Визначення сили попереднього натягнення

(4.10)

4.13 Визначення колової сили переданої комплектом клинових пасів

(4.11)

Таблиця 4.1 Параметри пасової передачі.

5. ВИЗНАЧЕННЯ НАВАНТАЖЕНЬ ВАЛІВ РЕДУКТОРА

5.1 Визначення сил в зачепленні закритої передачі (циліндрична косозуба)

Окружна сила F_t, H:

На колесі:

F_t2 =(5.1)

На шестерні: F_t1= F_t2 =3516 H

5.1.2 Радіальна сила F_r, H:

На шестерні:

F_r1 =(5.2)

На колесі:

F_r1 = F_r2=1304 H(5.3)

Осьова сила F_a, H:

На шестерні:

F_a1 = (5.4)

На колесі:

F_a2 -= F_a1=683 H(5.5)

5.2 Визначення сил, від відкритої передачі (пасової)

Консольна сила

F_ВП = (5.6)

Таблиця 5.1 Силові навантаження валів

6. Проектний розрахунок валів редуктора

6.1 Вибір матеріалу валів

Для проектованого редуктора обираємо для виготовлення валів термічно оброблену середньовуглецьову сталь 45 або леговану сталь 40Х, з припустимими напруженнями на кручення τ_К=10...20 Н/мм², причому для швидкохідного вала необхідно призначати менше значення, а для тихохідного відповідно більше.

6.2 Визначення геометричних параметрів ступеней валів (конічний редуктор)

Швидкохідний вал - шестерня

Перша ступінь - під елемент відкритої передачі та напівмуфту:

d_1Ш = ==32 мм(6.1)

l_1Ш = (1,0…1,5) d_1Ш=44,8мм(6.2)

Друга ступінь - під ущільнення:

d_2Ш = d_1Ш + 2t=36 мм(6.3)

де t - висота бортика (таблиця 17)

l_2Ш = 1,5 d_2Ш=35 мм(6.4)

Третій ступінь - під підшипник:

d_3Ш = d_2Ш + 3,2r=40 мм(6.5)

де r - координати фаски підшипника

l_3Ш = b₁+2a=32,6 мм(6.6)

де a = 8…10 мм – відстань від краю шестерні до внутрішньої стінки корпуса редуктора.

Четвертий ступінь - під шестерню:

d_4Ш = 40мм (6.7)

l_4Ш =107,4 мм(6.8)

Пятий ступінь під підшипник

d_5Ш=40мм

l_5Ш=34,6

Тихохідний вал – вал колеса

Перша ступінь - під зірочку відкритої передачі та напівмуфту:

d_1Т = ==50 мм(6.1)

l_1Т = (1,0…1,5) d_1Т=70 мм(6.2)

Друга ступінь - під ущільнюючу кришку:

d_2Т = d_1Т + 2t=56 мм(6.3)

де t - висота бортика

l_2Т = 1,25 d_2Т=38 мм (6.4)

Третій ступінь - під підшипник:

d_3Т = d_2Т + 3,2r=60 мм (6.5)

де r - координати фаски підшипника (таблиця 17)

l_3Т – визначається графічно на ескізній компоновці

Четвертий ступінь - під колесо:

d_4Т = 63 мм(6.6)

l_4Т = 107,4 мм(6.7)

П’ята ступінь – під підшипник:

d_5Т = d_3Т + 3f =60мм(6.8)

де f – величина фаски (таблиця 17)

l_5Т =34,6

Таблиця 6.1 Параметри валів і підшипників редуктора

7. КОНСТРУКТИВНЕ КОМПОНУВАННЯ ПРИВОДУ

7.1 Конструктивні розміри шестерні

Шестерня виконується суцільно з валом, розміри шестерні визначені в задачі 3, а вала в задачі 6 у відповідних пунктах, тому окремо розрахунки не виконуються.

7.2 Конструктивні розміри колеса (циліндричного)

Рисунок 7.2 Геометричні параметри конічного зубчатого колеса

Товщина обода

S = 2,2∙m + 0,05 b₂=7,12 мм(7.1)

Внутрішній діаметр ступиці

d= d_3Т=60мм(7.2)

Товщина ступиці

d= 0,3·d=25,2мм(7.3)

Довжина ступиці

l_ст= (1,2…1,5)·d=88,2мм (7.4)

Товщина диска

С = 0,5·( S+d)=16мм(7.5)

Фаска при вершині зуба

f = 0,5·m=1,125мм(7.6)

Крім того приймаємо:

технологічні радіуси і округлення R ≥ 10 мм;

фаски ступиці 2х45° мм

7.3 Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса редуктора і ребер жорсткості

=3,58мм(7.7)

Отримане значення δ скорочується до цілого значення, але не може бути менше 8 мм, у навантажених місцях – тобто місцях встановлення опор валів δ приймається 15 мм. Технологічні радіуси заокруглень приймаємо R = 6 мм

Розміри болтів:

Болти кріплення кришок підшипників М6

Стяжні болти фланця корпуса редуктора М8

Фундаментні болти М10

Довжина болтів визначається з конструктивних міркувань під час виконання креслення редуктора і відповідає ГОСТ 7798-70

8. ВИБІР ПОСАДОК ОСНОВНИХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Деталі, що знаходяться на валах (зубчасті колеса, підшипники кочення, зірочки, шківи і ін.), що встановлюються ,як правило, з натягом (посадка Н7/n6, Н7/k6, Н7/j6), а ці ж деталі (крім підшипників кочення), які встановлюються на кінцях валів, проміжними посадками (Н7/h6, Н7/g6, Н7/f7). Оскільки підшипники кочення є стандартними виробами, що мають свої поля допусків на виготовлення, то при визначенні посадки опускаються поля допусків стандартних виробів. Наприклад, при посадці підшипника кочення на вал діаметром 30мм, потрібно вказати тільки поле допуску валу, тобто Ø30k6, а при посадці підшипника кочення в отвір діаметром 52мм, слід вказувати поле допуску отвору Ø52Н7.

Шпонки в шпоночних з'єднаннях встановлюються в пазах валу і отвору по посадці P9/h9 (P9 – поле допуску ширини шпонки, h9 – поле допуску ширини пазу валу і ширини пазу в отворі). Для шліцевого (зубчастого) з'єднання валу з деталлю при їх рухомому з'єднанні розміри поперечного перерізу валу і отворі в деталі визначаються по ГОСТ 1139-58.

Шпоночні пази на валу утворюються фрезеруванням (Ra2,5…1,25мкм), а в отворі довбанням або протягуванням (Ra 2,5мкм).

Поверхні валів з вище вказаними посадками, як правило, шліфуються, тобто Ra2,5…0,63мкм, в випадку відсутності шліфувальних операцій ці поверхні обточують з шорсткістю Ra 1,25мкм. З ціллю підвищення зносостійкості частини валу, які призначені по встановленню манжет по ГОСТ 8752-79, повинні піддаватися загартовуванню ТВЧ до твердості HRC 40…50 на глибину h 0,8…1,0мм і подальшому поліруванню Ra0,16…0,04мкм. Вільні частини валів і торці валів оброблюються чорновим або получорновим точінням Ra40…20мкм.

9. ВИБІР СОРТУ МАСТИЛА

Змащування зубчатого зачеплення виконується зануренням зубчатого колеса в масло, заливаємого в середину корпуса до занурення колеса на всю довжину зуба.

По [1 табл. 10.8] встановлюємо в’язкість масла. При контактному напруженні і середній швидкості V=2,58 м/с в’язкість масла потрібно щоб була приблизно рівна 28 ^.10^-6 м/с. По [1 табл 10.10] приймаємо масло індустріальне И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Підшипники змащуємо пластичним змазочним матеріалом, який закладаємо в підшипникові камери при монтажі. Сорт мазі вибираємо по [1 табл. 9.14] солідол марки УС-2.

10. ОПИС ПОРЯДКУ СКЛАДАННЯ І ВИКРЕСЛЮВАННЯ РЕДУКТОРА

Внутрішню поверхню перед складанням очищуємо і покриваємо малостійкою фарбою.

Складання починаємо із вузлів валів.

На внутрішній вал закладаємо шпонку і напресовуємо шестерню до упору в бурт вала. Надіваємо розпірну втулку, масло утримуючі кільця і встановлюємо підшипники, попередньо нагріті до 80-100 ْС. Після чого напресовуємо шків.

Аналогічно збираємо вузол веденого вала. На вихідний кінець якого напресовуємо пів муфту. Зібрані вали вкладаємо в основу корпуса і надіваємо кришку. Попередньо поверхню контакту змащуючи спиртовим маслом.

Для центрування встановлюємо кришку на корпус з допомогою двох конічних штифтів; затягують болти. Що кріплять кришку до редуктора. Після цього на ведений вал надягаємо кільце, в підшипниковій камері закладаємо пластикову змазку і ставимо кришку підшипників 2 механічних прокладок для регулювання.

Перед установленням кришок в проточки закладаємо войлочні ущільнення, просочені гарячим маслом і перевіряємо вали на факт заклинювання підшипників, і закріплюємо кришки гвинтами.

Вкручуємо корок масло спускного отвору з прокладкою жезловим масло покажчиком. Після чого заливаємо в корпус масло і закриваємо спостережний отвір.

Зібраний редуктор підлягає обкатуванню і випробуванню по певній програмі.

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУР

1.Методичні вказівки. ПБТТБ, написав Семенко 2010рік.

2. А.Е.Шейнблит, "Курсовое проектирование деталей машин". Вид. "Высшая школа" , 1991 р.

3.Довідкові таблиці. ПБТТБ, написав Семенко 2010рік.