Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Федеральное агентство  по образованию

Министерство образования и  науки Российской Федерации

 

ФБ ГОУ ВПО «Магнитогорский  государственный технический университет  им. Г.И.Носова»

Кафедра химической технологии неметаллических  материалов и физической химии

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Курсовой проект

по дисциплине «Детали машин»

Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Вариант 2

 

 

 

 

Выполнил:                                                                   

Студент гр. ТПБ-10                                                                                    М. С. Клинг

 

Проверил:                                                                                                     Л. С. Белевский

Доктор тех. наук 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Магнитогорск

2012

Содержание:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 

Спроектировать одноступенчатый  цилиндрический редуктор:

Р₂ – мощность на выходе 7кВт;

n₁ об/мин – число оборотов на выходе 1000 об/мин;

U – передаточное число 3;

 

1.Выбор электродвигателя

 

 

Примим к.п.д. 0,95:

h = h₁ × h₂ × h₃ × h₄ = 0,95

Р_эл= Р₂/h = 7,37

По полученным данным выбираем электродвигатель из таблицы.

Мощность: 7,5 кВт

Двигатель: 132М6/960 об/мин.

 

 

Электродвигатель 132М6/960

2.Расчет моментов на валах привода.

 

Угловая скорость:

 

w_дв = p × h_дв / 30 = 3,14×960/30 = 100,48 рад/с

 

Вращающий момент на валу быстроходном:

 

Т₁  = Р_эл / w_дв = 7,37/100,48 = 0,07 Нм 

 

Вращающий момент на валу тихоходном:

 

Т₂ = Т₁*U = 0,07*3  =  0,21

 

Частоты вращения валов:

Частота вращения тихоходного  вала:

n₂ = w_дв * U = 100,48 * 3 = 301,4 об/мин;

Частота вращения быстроходного  вала:

n₁ = n₂ * U = 301,4 * 3 = 904,2 об/мин;

 

3.Материалы зубчатых колес и их термическая и физико-термическая обработка.

Основными материалами для зубчатых колес являются термически-обрабатываемые стали, реже – чугуны и пластмассы.

Марку стали и вид  термической обработки назначают  в соответствии со следующими положениями:

1. допускаемые контактные напряжения пропорциональны твердости металла;

2. несущая способность передач по контактной прочности пропорциональна квадрату твердости.

Масштабный фактор и  концентрация напряжений на прочность  зубьев оказывает меньшее влияние, чем на валы из-за малых размеров сечений зубьев.

В массовых и крупносерийных производствах применяются зубчатые колеса высокой твердости (HRC 50 по Роквеллу), которые подвергаются отделочным операциям после термической обработки.

 Применяют следующие основные виды термической обработки поверхности зубьев:

• закалка ТВЧ (токи высокой частоты) – нагрев и быстрое охлаждение;
• улучшение – это закалка до мартенситной зернистой структуры плюс высокий отпуск;

и следующие виды химико-термической  обработки:

• цементация – насыщение углеродом;
• азотирование – насыщение азотом;
• нитроцементация – насыщение углеродом и азотом.

4. Выбор материалов зубчатых колес цилиндрической передачи.

Марку стали и вид  термической обработки назначают  в зависимости от момента на валу колеса :

Если  , то и шестерню и колесо изготавливают из стали 45; термообработка – улучшение, твердость шестерни: HВ1 269…302, НВ1 285,5; твердость колеса: HВ2 235…262; НВ2 248,5.

5.Расчет  допускаемых напряжений.

 

Для длительно-работающих передач, например, если срок службы 5 лет, трехсменном режиме работы и коэффициентах годового и суточного использования соответственно 0,8 или 0,9, суммарное число часов работы передачи:

Число циклов нагружения шестерни   и колеса :

5.1 Расчет допускаемых напряжений  для цилиндрической передачи.

 

Расчет контактных напряжений:

  

  

 

Расчет изгибных напряжений:

  

  

 

Расчет рабочих  контактных напряжений:

;

6. Расчет передач

6.1 Расчет цилиндрической передачи.

Межосевое расстояние:

где =4300, - коэффициент, учитывающий расположение опор относительно средней плоскости колеса, =0,315, - коэффициент концентрации нагрузки. При постоянной нагрузке и улучшенных колесах =1.

Межосевое расстояние получаем в метрах, переводим в миллиметры и округляем  до ближайшего большего стандартного по ряду:

 

40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250; 280; 315; 400; 500.

 

 

Нормальный модуль зацепления:

Модуль принимается  по ряду: 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10.

Для косозубой передачи принимаем предварительный наклон зубьев:

 

 

 

 

Определяем число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Уточняем наклон зубьев:

Находим делительные  диаметры шестерни и колеса:

 

Диаметры вершины шестерни и колеса:

 

Диаметры впадин:

      

Ширина зубчатого венца  колеса:

Ширина шестерни:

 

 

7. Расчет сил в зацеплениях

      7.1 Расчет сил цилиндрической  передачи

 

 

Окружные:

Радиальные:

Осевые:

Окружные силы для  колеса направлены по касательной по его вращению; для шестерни –  противоположно окружности колеса.

Радиальные силы направлены по радиусам к центрам.

Осевые силы направлены вдоль осей валов, направление их зависит от направления вращения и направления зуба.

8. Проверочный расчет передач

    8.1 проверочный расчет цилиндрической передачи

 

Проверим межосевое  расстояние:

Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности   заготовок колес:

- условие выполнено.

- условие выполнено.

Проверим контактные напряжения

где К- вспомогательный  коэффициент, К=376 для косозубых передач; - окружная сила в зацеплении, Н; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, =1,1;   -коэффициент динамической нагрузки, =1,07.

Перегрузка составляет 0,6 %, что не превышает допустимого  значения.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :                                                                               

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, =1; - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, =1; - коэффициент динамической нагрузки, =1,07; и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, =3,75, =3,62; - коэффициент, учитывающий наклон зуба, =0,88.

 

 

9. Первая компоновка редуктора

9.1 Диаметры различных участков вала

 

Быстроходного:

Диаметр самого тонкого:

Диаметр самого тонкого: , длина этого участка

Диаметр посадочной поверхности  подшипника:

Длина быстроходного вала:  215 мм;

Тихоходного:

Диаметр самого тонкого:

Диаметр самого тонкого: , длина этого участка

Диаметр посадочной поверхности  подшипников:

Диаметр посадочной поверхности колеса:

Диаметр буртика колеса и подшипника:

Длина тихоходного вала:  190 мм;

9.2 Определение расстояния внутри редуктора

 

Наибольшее расстояние передачи:

 

Расстояние между вращающимися деталями и стенками корпуса редуктора:

 

Расстояние между самой  низкой точкой колеса и дном редуктора:                              

9.3 Конструирование колес

Цилиндрического:

 

Диаметр ступицы:  

Длина ступицы: 

Толщина обода: 

Толщина диска: 

9.4 Выбор подшипников

 

  На валах цилиндрических шестеренных колес ставятся шариковые радиальные однорядные подшипники легкой узкой или средней узкой серий. На быстроходном валу – 90, на  тихоходном валу –110.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Нагрузочная схема тихоходного вала

 

ZOX:

    

               

               

 

YOX:

                

              

              

Плоскость муфты:

                                            

            

            

             ,

где    - расстояние от середины подшипника до середины колеса,

         - расстояние от середины колеса до середины второго подшипника,

         - расстояние от середины второго подшипника до середины самого тонкого участка вала.

 

 

11. Расчет долговечности подшипников на тихоходном валу

     Проверим пригодность  подшипника 108 тихоходного вала. Осевая сила в зацеплении =5000Н. Реакции в подшипниках .     Характеристика подшипников:

,

Требуемая долговечность  подшипника Lh=10000ч.

 

Проверим более нагруженную опору В.

Определяем отношение 

Определяем отношение 

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника: 

 Определяем долговечность подшипника:

 

  Подшипник пригоден.

 

 

 

 

 

12. Проверка прочности шпоночных соединений

 

Напряжение  смятия:

где Т – момент на валу, ;

     d – диаметр посадочной поверхности, мм;

      h  - высота  шпонки, мм;

      t₁ – глубина паза вала, мм;

      - рабочая длина шпонки.

На быстроходном валу, шпонка на выходном конце вала:

 шпонка 

На тихоходном валу, шпонка под зубчатым колесом:

 шпонка 

На тихоходном валу, шпонка на выходном конце вала:

 шпонка

 

 

 

 

 

 

 

 

13. Смазывание редукторов

     Смазывание зубчатых  зацеплений и подшипников уменьшает  потери на трение, предотвращает  повышенный износ и нагрев  деталей, а также предохраняет  детали от коррозии.

     Смазка  осуществляется картерным способом.

     Картерное смазывание – это окунание зубчатых колес в масло, заливаемое в редуктор.

     Подшипник  смазывается воздушно-капельным  путем. Зубчатые  колеса погружаются  в масло на высоту зуба.