Курсовая работа: Расчет редуктора

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, в сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплутационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов – машиностроителей. Большие возможности для совершения труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее освободить конструкторов от не творческих операций, оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

В данном курсовом проекте произведен расчет цилиндрического соосного редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу.

1. Кинематический расчет привода.

1.1 Исходные данные:

мощность на ведомом валу привода ,

частота вращения ведомого вала ,

передаточное число редуктора ,

кинематическая схема 1.5[1].

1.2 Выбор электродвигателя.

Определяем требуемую мощность на валу двигателя:

;

где КПД привода, - КПД ременной, и 2х цилиндрических зубчатых передач соответственно.

Выбираем двигатель 4А160S6УЗ [2] стр.27, мощностью 11,0кВт; асинхронная частота вращения 975.

Определяем асинхронную частоту вращения:

Определяем угловую скорость двигателя:

1.3 Определение передаточного числа привода, и отдельных передач.

Определяем передаточное число привода:

Определяем передаточное число цилиндрической зубчатой передачи:

принимаем 4,0

Определяем передаточное число ременной передачи:

1.4 Расчет кинематических параметров на каждом валу привода.

Определяем мощности на валах привода:

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем угловую частоту вращения каждого вала:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

1.5 Результаты кинематических расчетов сводим в таблицу:

Таблица №1

№вала	Р кВт	n об/мин	рад/с	Т Нм
1	10,9	947	101,9	100
2	10,46	320,1	33,51	312
3	10,15	80,1	8,37	1210
4	9,84	20	2,09	4708

2.Расчет ременной передачи.

2.1 Исходные данные:

2.2 Выбор и обоснование типа ремня:

Выбираем клиноременную передачу т.к. она передает больший крутящий момент. Выбираем сечение ремня «Б» с минимальным диаметром 125мм.

2.3Расчет основных параметров клиноременной передачи.

Определяем диаметр меньшего шкива:

принимаем

Определяем диаметр ведомого шкива:

принимаем 900мм.

Уточняем передаточное отношение

Рассчитываем межосевое расстояние ременной передачи, и назначаем в интервале:

где:

Принимаем межосевое расстояние 1000мм.

Определяем длину ремня по формуле:

Принимаем длину ремня 4000мм.Уточняем межосевое расстояние:

Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива:

Выбираем для передачи заданной мощности число ремней:

где:

- допускаемая мощность (кВт) передаваемая одним ремнем [2]стр256. Принимаем 6,67.

- коэффициент, учитывающий длину ремня. Принимаем:

- коэффициент, учитывающий режим работы. Принимаем:

- коэффициент, учитывающий угол обхвата. Принимаем:

- коэффициент учитывающий число ремней. Принимаем:

Принимаем 3 ремня.

Рассчитываем предварительное натяжение ветвей клинового ремня:

где: V скорость в м/с, - коэффициент учитывающий центробежною силу. Принимаем:

2.4 Рассчитываем силы действующие на валы:

Определяем рабочий ресурс ремней:

3. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Исходные данные:

Число смен 3; режим работы с(р); срок службы 4 года.

3.2 Определение режима работы зубчатых колес.

Определяем коэффициент долговечности по контактной прочности:

где:

Определяем наработку:

где: - машинное время работы.

где: .

часов.

циклов.

Определяем коэффициент долговечности по изгибу:

3.3 Выбор материала зубчатых колес:

Выбираем сталь СТ-45, НВ 200мПа, .Термическая обработка нормализация.

Определяем допускаемые контактные напряжения.

;

где: [2] стр 90

Определяем допускаемые напряжения на изгиб:

;

где: [2] стр 90

3.4 Определение коэффициентов нагрузок:

где: [2] стр 92

Определяем ориентировочную скорость передачи:

;

где: [2] стр 95 [2] стр 37

Выбираем степень точности 8 [2] стр 94.

Определяем отношение для цилиндрической передачи:

По полученному отношению принимаем: [2] стр 93.

Рассчитываем передачу на контактную выносливость:

Рассчитываем передачу на изгибочную выносливость:

По полученным данным принимаем следующие коэффициенты:

3.5 Расчет основных параметров цилиндрической передачи.

Определяем крутящий момент:

Рассчитываем предварительное межосевое расстояние:

выбираем стандартное значение 400мм [2] стр. 51.

Определяем ширину колеса:

Определяем ширину шестерни:

Определяем действительную скорость:

Определяем фактическое контактное нажатие:

Определяем разницу между фактическими и допускаемыми напряжениями:

Рассчитываем окружную силу:

Определяем модуль:

модуль получился слишком маленький, поэтому принимаем стандартное значение из условия: . Принимаем 5.

Определяем угол подъема линии зуба:

Определяем суммарное число зубьев:

; принимаем 159 зубьев.

Определяем окончательный угол подъема линии зуба.

Определяем фактический коэффициент осевого перекрытия:

Определяем число зубьев шестерни:

принимаем 31 зуб.

Определяем число зубьев колеса:

зубьев

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:

Определяем коэффициент наклона зуба:

Определяем эквивалентное число зубьев:

смещение и равно 0; поэтому принимаем [2] стр. 101.

Определяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни.

Определяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса.

3.6 геометрический расчет цилиндрической передачи.

Проверяем межосевое расстояние:

определяем диаметры вершин зубьев:

определяем впадины зубьев:

3.7 Расчет сил зацепления. Jпределяем осевую силу:

определяем радиальную силу:

определяем нормальную силу:

4. Расчет быстроходной зубчатой передачи.

4.1 Исходные данные:

4.2 Определение режима работы зубчатых колес.

Определяем коэффициент долговечности по контактной прочности.

где:

; ; ; ; .

Определяем наработку:

Определяем машинное время работы:

где:

принимаем 1

Определяем коэффициент долговечности по изгибу.

принимаем 1

4.3 Выбор материала зубчатых колес.

Выбираем сталь СТ-45, НВ-200, , , термообработка нормализация.

Определяем допускаемые контактные напряжения.

где:,

определяем допускаемые напряжения на изгиб:

где: , .

4.4 Определение коэффициентов нагрузок.

где: , .

Определяем действительную скорость зубчатой передачи:

Выбираем степень точности «8» [2] стр. 94.

определяем отношение для цилиндрической передачи:

из полученного отношения принимаем коэффициенты:

, . [2] стр. 93.

Рассчитываем передачу на контактную выносливость:

рассчитываем передачу на изгибочную выносливость:

принимаем коэффициенты: , , [2] стр. 96.

4.5 Расчет основных параметров цилиндрической передачи.

Определяем расчетный момент:

определяем ширину колеса и шестерни:

определяем фактическое нажатие:

определяем разницу между фактическими и допускаемыми напряжениями:

рассчитываем окружную силу:

определяем модуль:

принимаем модуль равный 4 [2] стр. 53.

определяем угол подъема линии зуба:

суммарное число зубьев:

зуба.

суммарное число зубьев принимаем: зуба.

определяем окончательный угол подъема линии зуба:

определяем фактический коэффициент осевого перекрытия:

определяем число зубьев шестерни:

зуба. Принимаем зубъев.

определяем число зубьев колеса:

зуба.

определяем фактическое передаточное число:

определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:

определяем коэффициент наклона зубьев:

определяем эквивалентное число зубьев:

смещение и , принимаем 3,63 [2] стр.101

определяем фактическое напряжение изгиба шестерни:

колеса:

4.6 Геометрический расчет циклической передачи.

определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

Проверяем межосевое расстояние:

определяем диаметр вершин зубьев:

определяем впадины зубьев:

4.7 Расчет сил зацепления.

определяем осевую силу:

определяем радиальную силу:

определяем нормальную силу:

5. Ориентировочный расчет валов редуктора.

5.1 Исходные данные:

, , .

5.2 Расчет диаметров валов редуктора:

, принимаем: .

где:, [2] стр. 296

, принимаем: .

5.3 Разработка конструкции вала.

Рассчитываем быстроходный вал:

, где: , [3] стр. 25

, диаметр под подшипник принимаем .

, где: , [3] стр. 25.

, диаметр буртика под подшипник принимаем: .

диаметр буртика под шестерню принимаем

Рассчитываем промежуточный вал:

, где: , [3] стр. 25

диметр буртика колеса и шестерни принимаем:.

где:

диаметр под подшипник принимаем: .

диаметр буртика под подшипник принимаем: .

Рассчитываем тихоходный вал:

, где: .

, диаметр под подшипник принимаем .

, где .

, диаметр буртика под подшипник принимаем:

6. Эскизная компоновка редуктора.

6.1 исходные данные:

, , .

6.2 Построение схемы эскизной компоновки редуктора, и расчет всех размеров.

, принимаем: .

7.Выбор подшипников качения.

7.1 Исходные данные:

Быстроходный вал:

, , .

Промежуточный вал:

Тихоходный вал.

7.2 Выбор типа подшипников:

Выбираем шариковые радиально упорные подшипники легкой серии. Они предназначены для восприятия радиальной нагрузки и односторонней осевой. Для фиксации вала в обе стороны устанавливаем подшипники попарно.

Основные размеры подшипников:

7.3 Составление расчетной схемы валов.

Быстроходный вал:

Рассчитываем реакции в опорах:

рассчитываем суммарные реакции в опорах:

Промежуточный вал:

Рассчитываем реакции в опорах:

Тихоходный вал:

Рассчитываем реакции в опорах:

7.4 Расчет подшипников по динамической грузоподъемности.

Быстроходный вал:

Из отношения: , выбираем подшипник №36212 легкой серии.

Величине отношения: , соответствует значение:

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

т.к. , то

Проверяем отношение: ,

уточняем ,

для первой опоры:

следовательно: , .

Эквивалентная нагрузка:

Для второй опоры:

следовательно: , .

т.к. , проверяем долговечность более нагруженной опоры:

часов.

Промежуточный вал:

отношение: применяем радиальные шариковые подшипники средней серии №313

, .

т.к. , расчет производим для второй опоры.

часов.

Тихоходный вал:

Осевая нагрузка действует на опору I отношение для этой опоры: применяем радиальные однорядные шариковые подшипники особо легкой серии №120, для которых:, .

, расчет производим для первой опоры:

8. Выбор соединения зубчатых колес, шкивов с валами.

8.1 Исходные данные:

8.2 Выбираем шпоночные соединения. [2] стр. 301-304.

Для диаметра , выбираем сечение шпонки:, , .

длину шпонки принимаем: .

Проверяем шпонку на смятие:

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, , .

проверяем шпонку на смятие:

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,

длину шпонки принимаем: .

проверяем шпонку на смятие:

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,

длину шпонки принимаем: .

проверяем шпонку на смятие:

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,

длину шпонки принимаем: .

проверяем шпонку на смятие:

9. Уточненный расчет ведомого вала.

9.1 Исходные данные:

9.2 разработка конструкции вала:

ЭПЮРА ВАЛА.

9.3 выбор материала вала:

Выбираем сталь ст-45 термообработка нормализация

9.4 Проверяем вал на выносливость в опасных сечениях:

Нагрузки в сечении I:

Параметры сечения I:

Коэффициенты концентрации:

Параметры цикла напряжения:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

[2] стр.293

Коэффициент запаса прочности:

Нагрузки в сечении II:

Параметры сечения II:

Коэффициенты концентрации:

Выбираем радиус галтели из стандартного ряда:

из отношения:, принимаем коэффициенты:

Параметры цикла напряжения:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

[2] стр.293

Коэффициент запаса прочности:

Нагрузки в сечении III

Параметры сечения III:

Коэффициенты концентрации:

Параметры цикла напряжения:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

[2] стр.293

Коэффициент запаса прочности:

10. Выбор и обоснование посадок основных деталей редуктора.

Выбираем посадку для подшипников с натягом, при этом исключается обкатывание кольцом сопрягающихся деталей и как следствие развальцовку посадочных поверхностей, и контактную коррозию.

Поле допуска вал выбираем: . Зубчатые колеса устанавливаются на вал с натягом допуском: и фиксируются на валу через шпонку, поле допуска которой:.

11. Смазка зубчатых колес и подшипников.

Принимаем картерную систему смазки для зубчатых зацеплений:

где - контактное напряжение

v- окружная скорость м/с

выбираем вязкость V50=220

Тихоходное колесо погружаем на глубину равную , т.е. .

Выбираем масло [3]стр. 148 Индустриальное И-30А. Подшипники будут смазываться этим же маслом, которое разбрызгивается и стекает по стенкам редуктора в подшипники. Масло заливается через смотровой люк, а сливается через коническую пробку размерами:

, , , .