Реферат: Расчет редуктора

/>/>/>Министерство образованияУкраины

N-йгосударственный университет

Кафедра основ проектирования машинПояснительная записка

 

к курсовому проекту на тему :

 

Привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором

 

с раздвоенной быстроходной ступенью

Студент                                                          Нехилый  В.В.

 

Группа                                                            ХМ  61

Преподаватель                                              Мудак  В.П.

 

Сумы 1999

/>
Задание№N

 

Спроектироватьпривод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоеной быстроходнойступенью.

/>

ВариантN

  Рт=4,0кВт

  nт=70 с-1

Типконструкции редуктора [2.рис. 4а]

Ресурс редуктора — 24000 часов.

Режим работы — средний нормальный.

Соединительная муфта — упругая.

 

                                          Содержание                                   стр.

 

                        Введение

1  Кинематический расчет привода

                  2   Расчетзубчатой передачи

      

                   2.1   Быстроходнаяступень               

2.2   Тихоходная ступень

                   3   Предварительныйрасчет валов

      

                   4   Компоновкаредуктора

          5   Уточненный расчет валов

                   6    Проверкадолговечности подшипников

      

       7    Выбор смазки редуктора

          8   Проверка прочностишпоночного соединения

                   9   Подбор муфты

                 10   Список используемойлитературы

ВведениеТехнический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяетсяуровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроенияосуществляется комплексная механизация и автоматизация производственныхпроцессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Государством перед машиностроением поставлена задача значительного  повышения эксплуатационных и качественных показателей принепрерывном росте объема ее выпуска.

Одним из направлений решения этойзадачи является совершенствование

конструкторской  подготовки студентов высших учебных заведений.

Выполнением курсового проекта по«Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов.Привыполнении моей работы активно используется  знания из ряда пройденныхпредметов: механики, сопротивления материалов, технологий металлов и др.

Объектом курсового проекта являетсяпривод с цилиндрическим  двухступенчатым редуктором  с раздвоеннойбыстроходной  ступенью, использующие большинство деталей и узлов общегоназначения.

1Кинематический расчет

1.1 Находим момент на тихоходной ступени:

          РВЫХ = Тw;

/>

/>

1.2 Определим общий КПД привода :

          hпривода = h3зуб×h3подш×hмуфты,

        где: hзуб – КПД зубчатой передачи ;

               hподш – КПД подшипников;

               hмуфты – КПД муфты.

        hмуфты= 0,98; hзуб= 0,97; hподш= 0,99;

        hпривода = 0,973×0,993×0,98 = 0,867.

1.3 Определим мощностьдвигателя:

        />

1.4 Определим частотувращения вала электродвигателя:

        nвх= nвых×u,

где: u = uбыстр×uтих;

Из таблицы1.2 [1] выбираем передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:

uтих = (2,5…5);uбыстр = (3,15…5);

nвх = nвых×u = 70 ×(2,5…5) ×(3,15…5) 551,25…1750об/мин.

Исходя измощности ориентировочных значений частот вращения, используя
т.2.4.8 [1] выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А

80B/720. Мощность РДВ = 5,5 кВт; синхроннаячастота равна 720 об/мин.

1.5 Определим общие передаточные числа привода и разобъем егомежду
ступенями :

          Определим действительное фактическое передаточноечисло:

          />

Разбиваем передаточное число по ступеням Uд = Uред= 10,28.

Используятаблицу 1.3 [1] стр.7 имеем :

          uбыстр = uред/uтих;uтих = 0,88 />uред;

          Cледовательно:

          uтих = 0,88 />10,28= 2,82;  Принимаем Uтих=3

          uбыстр = 10,28 /3 = 3,42;  ПринимаемUбыстр=3,55

1.6 Определяем кинематические и силовые параметрыотдельных валов привода:

/>

          I вал частота вращения: n1=nдв = 720 об/мин;

окружная скорость: w1= wдв= p×n/30 = 3,14×720/30 =75,36 рад/с ;
мощность: Р1 = Рдв = 5,5 кВт;

вращающий момент: Т1= Тдв = Рдв/wдв= 5500/75,36 = 72,98 Н×м;

          II вал частота вращения: n2=n1 = nдв = 720 об/мин;

  окружная скорость: w2=w1=75,36 рад/с ;
  мощность:Р2=Р1×hмуфты×hподш= 5,5 ×0,98 ×0,99 = 5,3361 кВт;

  вращающий момент: Т2=Т1×hмуфты×uмуфты= 72,98 ×0,98 ×1 =
  = 71,5204 Н×м;

                IIIвал  частота вращения: n3=n2/uбыстр=202,8 об/мин;

   окружная скорость: w1= p×n3/30 = 3,14×202,8/30 = 21,2 рад/с;

   мощность: Р3= Р2×h2зуб×hподш= 5,3361 ×0,972×0,99 = 4,97 кВт;

   вращающиймомент: Т3=Т2× hзуб× uбыстр = 71,52 ×0,97 ×3,55 =  
   =246,3 Н×м;

                IVвал частота вращения: n4=n3/uтих= 202,8/3 = 67,6 об/мин;

                     окружная скорость: w4= p×n4/30 = 3,14×67,6/30 = 7,7 рад/с ;
                       мощность: Р4 = Р3×hзуб×hподш= 4,97 ×0,97 ×0,99 = 4,77 кВт;

                      вращающий момент: Т4 =Т3× hзуб× uтих = 246,3 ×0,97 ×3 =
= 716,7 Н×м;

Все полученные данные сводим втаблицу.

Таблица 1.

Номер вала Частота вращения, об/мин Угловая частота вращения, рад/с Мощность, Вт Момент, Н×м I 720 75,36 5500 72,98 II 720 75,36 5336 71,52 III 202,8 21,2 4970 246,3 IV 67,6 7,7 4770 716,7

3 Предварительный расчет валов

Крутящий момент в поперечных сечениях  валов

          Ведущего TII= 71,52×103 H×мм

          Промежуточного TIII= 246,3×103 H×мм

          Ведомого TIV= 716,7×103 H×мм

Диаметр выходного конца ведущего вала при [t]k=25H/мм2

/>

диаметр шеек под подшипники принимаем dn2=25 мм; под ведущей шестерней dk2=32 мм

Упромежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения(под шестерней) по пониженным допускаемым напряжениям.

[tk] = 15H/мм2

/>

принимаем диаметр под шестерней dк3=45 мм, найдем диаметр подколесом:

/>

принимаем диаметр под подшипники dn3=35 мм.

Ведомый вал.

Рассчитываем при [t]k =25H/мм2  диаметр выходного конца вала

/>

Принимаем диаметр подшипниками dn4 =55 мм, под колесомdk4 =60 мм, dl4=60мм.

 5Уточненный расчет вала

Уточненный расчет проведем дляпромежуточного вала. Составим расчетную схему. Все размеры возьмем изкомпановки: а=50мм; b=35мм.

/>РрадС=1,208×103Н

РосС=894Н

РокрС=3212,7Н

РрадВ, Д=505,8Н

РосВ, Д=382,1Н

РокрВ, Д=1,336×103Н

Построем по эпюру крутящих моментов:

/>

Определим реакции в опорах:

В плоскости YOZ:

åM3=0;

åM3=-PрадВ×а+

+РрадС(а+b)-

-PрадД(2b+a)+Y3×

×(a+b+b+a)=0

/>

Истинное значение силы Y4направленно в противоположнуюсторону, от выбранного на схеме.

åМ4=0;

åМ4=-РрадД×а+РрадС×(а+b)-РрадВ×(а+b+b)+Y3×(a+b+b+a)=0;

/>

Истинное значение силы Y3 направлено в противоположную сторону

от ранее выбранного направления.

Проверка:

åFy=0; />

Строим эпюру изгибающих моментов  вплоскости YOZ.

/>

В плоскости  XOZ:

/>

/>

Проверка :/> 

2942.3+1.336∙103+3212.7+1.336∙103-2942.3=0;

MY3=0;  MY4=0;MYB=-X3∙a=-147.1(H∙м)

MYC=-X3∙(a+b)-Pокрb∙b=-203.3 (H∙м)

MYД=-Х4∙а=-147,1(H∙м)

/>

M∑И3=0; M∑И4=0;

/>

/>

/>

Опасным сечением является сечение С:

/>

Из условия прочности:

/>

получим: />

Принимаем d=45(мм)

6 Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал.

Роликоподшипники радиальные скороткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 7305, ГОСТ 333-79, средняясерия d = 25, D = 62, B = 17, c = 2, D1=67, Т =18.25,грузоподъемность = 2960, ролики DT = 9.5, z = 13;

6.2 Промежуточный вал.

Роликоподшипники радиальные скороткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип7307, ГОСТ 333-79, средняясерия d = 35, D = 80, B = 21, c=2.5, D1=85, Т =22.75,грузоподъемность = 6100, ролики DT = 11.7, z = 12;

6.3 Ведомый вал.

Роликоподшипники радиальные скороткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 7311, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 55, D = 120, B = 27,
c= 3, D1=127, Т =31.5,грузоподъемность = 10200, ролики DT = 16.7, z = 13;

/>

Силы, действующие в зацеплении: Pокр= 1336 H, Ррад = 506 H иРос= 382 H.

Первый этап компоновки дал a = 50 мм, b = 35 мм

Определим реакции опор:

В плоскости yz

Y2 (2a + 2b) =Рокрa + Рокр (a + 2b) = Рокр(2a + 2b)

Y2 = Рокр= 1336 H.

Y1 (2a + 2b) =Рокр a + Рокр (a + 2b) = Рокр (2a + 2b)

Y1 = Рокр= 1336 H.

В плоскости yz

X2 (2a + 2b) =Ррад a + Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)

X2 = Ррад= 506 H.

X1 (2a + 2b) =Ррад a + Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)

X1 = Ррад= 1336 H.

Суммарные реакции

/> H

/> H

Находим осевые составляющиерадиальных реакций конических подшипников по формуле:

S=0,83eR

S2 = 0,83eR2 = 0,83×,36×1429 = 427 H;

S1=0,83eR1 = 0,83×,36×1429 = 427 H;

здесь для подшипников 7305 параметр осевого нагружения е = 0,36,    С = 33 кН.

Осевые силы подшипников. В нашемслучае S1= S2; Рос > 0; тогда Foc1= S1 = 1429 H;Foc2= S1 + Рос= 1811 H.

Так как реакции, действующие наподшипники равны, то рассмотрим один из подшипников. Рассмотрим левыйподшипник.

Отношение />,поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле:

Pэ2 = (XVR2+ YFoc2)Kб Kт;

для заданных условий V = Kб = Kт = 1; для конических подшипников при /> коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y = 1,67 (табл.9.18 и П7 Чернавский).

Эквивалентная нагрузка

Pэ2 = (0,4 1429 + 1,67 1811) = 3024 H =3,024 kH

Расчетная долговечность

/> млн. об.

Расчетная долговечность

/>ч

где n = 720 об/мин – частотавращения ведущего вала.

Найденная долговечность приемлема.

7 Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности натрение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также дляпредохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплотытрущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машинострое­ниидля смазывания передач широко применяют картерную систему. В кор­пус редуктораили- коробки передач

заливают масло так, чтобы венцы ко­лесбыли в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями,разбрызгивается, попадает на внут­ренние стенки корпуса, откуда стекает внижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воз­духе,которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса де­талей.

Картернуюсмазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5м/с. При бо­лее высоких скоростях масло сбрасы­вается с зубьев центробежнойсилой и зацепление работает при недостаточ­ной смазке. Кроме того, заметно уве­личиваютсяпотери мощности на пере­мешивание масла и повышается его температура.

Выбор смазочного материала осно­ванна опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла сле­дующий: чемвыше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вяз­кость масла, чем вышеконтактные давления в зубьях, тем большей вяз­костью должно обладать масло.Поэто­му требуемую вязкость масла опреде­ляют в зависимости от контактногонапряжения и окружной скорости ко­лес. Предварительно определяют окруж­нуюскорость, затем по скорости и кон­тактным напряжениям находят требуемуюкинематическую вязкость и марку масла.

В настоящее время широко приме­няютпластичные смазочные материа­лы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, кото­рые допускаюттемпературу нагрева до 130°С.

Предельно допустимые уровни по­груженияколес цилиндрического ре­дуктора в масляную ванну /> ,наименьшую глубину принято считать равной модулю за­цепления.  Наибольшаядопустимая глубина погружения зависит от окруж­ной скорости вращения колеса.Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть по­гружено.

В соосных редукторах при распо­ложениивалов в горизонтальной пло­скости в масло погружают колеса быстроходной итихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погру­жаютв масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпу­са. Если глубинапогружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уро­вень масла иустанавливают спе­циальное смазочное колесо.

В конических или коническо-цилиндрическихредукторах в масляную ванну должны быть полностью погру­жены зубья коническогоколеса или шестерни.
8 Проверка прочности шпоночногосоединения

Все шпонкиредуктора призматические со скругленными  торцами, размеры длины, ширины, высоты, соответствуют ГОСТ23360-80. Материал шпонок – сталь 45нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности поформуле:

/>

Допускаемое напряжение смятия [dсм]=200МПа

Ведущий вал: 72,98·103 Н·мм;

Выходной конец вала =Ø20мм;  t1=3.5мм; b·h·l =6·6·30;

/>

Промежуточный вал: 252,5·103 Н·мм;

Под колесом: Ø40мм;  t1=5мм;  b·h·l =12·8·30;

/>

Ведомый вал: 690,6·103 Н·мм;

Под колесом: Ø58мм;  t1=6мм;  b·h·l =16·10·50;

/>

Выходной конец: Ø50мм;  t1=5,5мм;  b·h·l =14·9·70;

/>

9 Подбор муфты

 

Муфта упругаявтулочно-пальцевая по ГОСТ 21424–75.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа идемонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служатгофрированные рези­новые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулокмуфты обладают малой податливостью и применяются в ос­новном для компенсациинесоосносги валов в небольших пределах (/>1...5мм; /> 0.3…0,6 мм;/> до 1 ).

Материал полумуфт – чугунСЧ20.

Материал пальцев – сталь45.

Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину– по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этомполагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределеныравномерно по длине втулки:

/>

где z – число пальцев,z = 6. Рекомендуют принимать /> = 1,8...2 МПа.

Тогда

/>

(Иванов с.362)

Список  используемой литературы

1.  М.Н. Иванов.Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2.  П.Ф. Дунаев,О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
М.: «Высшая школа»,1985.

3.  В.И. Анурьев –Справочник коструктора –машиностроителя, т.1.
М.: «Машиностроение»,1980.

4.  В.И. Анурьев –Справочник коструктора –машиностроителя, т.2.
М.: «Машиностроение»,1980.

5.  В.И. Анурьев –Справочник коструктора –машиностроителя, т.3.
М.: «Машиностроение»,1980.

6.  С.А. Чернавский идр. Курсовое проектирование деталей машин.
М.: «Машиностроение»,1987.

7.  Д.Н. Решетов –Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

8.  М.И. Анфимов –Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.