Реферат: Расчет редуктора

N-й государственный университет

Кафедра основ проектирования машин

 

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

 

Спроектировать привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоеной быстроходной ступенью.

Вариант N

  Рт=4,0 кВт

  nт=70 с-1

Тип конструкции редуктора [2. рис. 4а]

Ресурс редуктора - 24000 часов.

Режим работы - средний нормальный.

Соединительная муфта - упругая.


 

                                           Содержание                                    стр.

 

                        Введение

1   Кинематический расчет привода

                  2   Расчет зубчатой передачи

      

                   2.1   Быстроходная ступень               

2.2   Тихоходная ступень

                    3   Предварительный расчет валов

      

                    4   Компоновка редуктора

           5   Уточненный расчет валов

                    6    Проверка долговечности подшипников

      

        7    Выбор смазки редуктора

           8   Проверка прочности шпоночного соединения

                    9   Подбор муфты

                  10   Список используемой литературы

Введение

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

Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование

конструкторской  подготовки студентов высших учебных заведений.

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

Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим  двухступенчатым редуктором  с раздвоенной быстроходной  ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

1 Кинематический 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 мощность двигателя:

       

1.4 Определим частоту вращения вала электродвигателя:

        nвх = nвых × u,

где: u = uбыстр × uтих;

Из таблицы 1.2 [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…1750 об/мин.

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

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

1.5 Определим общие передаточные числа привода и разобъем его между
ступенями :

          Определим действительное фактическое передаточное число:

         

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

Используя таблицу 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;  Принимаем Uбыстр=3,55

1.6 Определяем кинематические и силовые параметры отдельных 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;

                III вал  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;

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

                IV вал 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 в таблицу.

Таблица 1.

Номер вала

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

У промежуточного 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 под колесом:

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 колесом dk4 =60 мм, dl4=60мм.


 5 Уточненный расчет вала

Уточненный расчет проведем для промежуточного вала. Составим расчетную схему. Все размеры возьмем из компановки: 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 Y4 направленно в противоположную сторону, 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  в плоскости 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 с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 7305, ГОСТ 333-79, средняя серия 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 с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип7307, ГОСТ 333-79, средняя серия 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 с короткими 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 и Рос = 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 составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле:

S=0,83eR

S2 = 0,83eR2 = 0,83×0,36×1429 = 427 H;

S1=0,83eR1 = 0,83×0,36×1429 = 427 H;

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

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

Так как реакции, действующие на подшипники равны, то рассмотрим один из подшипников. Рассмотрим левый подшипник.

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 – частота вращения ведущего вала.

Найденная долговечность приемлема.


7 Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машинострое­нии для смазывания передач широко применяют картерную систему. В кор­пус редуктора или- коробки передач

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

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

Выбор смазочного материала осно­ван на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла сле­дующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вяз­кость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вяз­костью должно обладать масло. Поэто­му требуемую вязкость масла опреде­ляют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости ко­лес. Предварительно определяют окруж­ную скорость, затем по скорости и кон­тактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

В настоящее время широко приме­няют пластичные смазочные материа­лы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, кото­рые допускают температуру нагрева до 130°С.

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

В соосных редукторах при распо­ложении валов в горизонтальной пло­скости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погру­жают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпу­са. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уро­вень масла и устанавливают спе­циальное смазочное колесо.

В конических или коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть полностью погру­жены зубья конического колеса или шестерни.
8 Проверка прочности шпоночного соединения

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

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 упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424–75.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные рези­новые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в ос­новном для компенсации несоосносги валов в небольших пределах (1...5 мм;  0.3…0,6 мм;  до 1 ).

Материал полумуфт – чугун СЧ20.

Материал пальцев – сталь 45.

Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно 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 и др. 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.