Министерство образования и науки Российской Федерации.
Федеральное агентство по образованию.
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования.
Самарский государственный технический университет.
Кафедра: «Прикладная механика»
Курсовой проект по механике
Студент 2 – ХТ – 2
Руководитель: к. т. н., доцент
Cамара,
2004 г.
Техническое задание №65.
Коническая передача.
Частота вращения вала электродвигателя:  .
Вращающий момент на выходном валу редуктора: .
Частота вращения выходного вала:  .
Cрок службы редуктора в годах:  .
Коэффициент загрузки редуктора в течение года:  .
Коэффициент загрузки редуктора в течение суток: .
Содержание
1. Введение_________________________________________________________4
2. Кинематический и силовой расчёт привода__________________________4
2.1 Определение частот вращения валов редуктора______________________4
2.2. Расчёт чисел зубьев колёс________________________________________4
2.3. Определение фактического передаточного отношения_______________5
2.4. Определение КПД редуктора_____________________________________5
2.5. Определение номинальных нагрузочных моментов на каждом валу, схема механизма___________________________________________________5
2.6. Расчёт потребной мощности и выбор электродвигателя, его размеры___5
3. Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений_________________7
3.1. Определение твёрдости материалов, выбор материала для зубчатого колеса____________________________________________________________7
3.2. Расчет допускаемых напряжений _________________________________7
3.3. Допускаемые напряжения на контактную выносливость______________7
3.4. Допускаемые напряжения на изгибную выносливость________________8
4. Проектный и проверочный расчёт передачи__________________________8
4.1. Вычисление предварительного делительного диаметра шестерни______8
4.2. Вычисление предварительного модуля передачи и уточнение его по ГОСТу___________________________________________________________8
4.3. Расчёт геометрических параметров передачи_______________________8
4.4. Проверочный расчёт передачи___________________________________9
4.5. Усилия в зацеплении___________________________________________9
5. Проектный расчёт вала и выбор подшипников ______________________12
6. Эскизная компоновка и расчёт элементов конструкции_______________12
6.1. Расчёт зубчатого колеса________________________________________12
6.2. Расчёт элементов корпуса______________________________________13
6.3. Расчёт мазеудерживающих колец_______________________________13
6.4. Расчёт крышки подшипников__________________________________13
6.5. Выполнение компоновочного чертежа__________________________13
7. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений _______________14
8. Проверочный расчёт вала на усталостную выносливость______________15
9. Проверочный расчёт подшипников выходного вала на долговечность___18
10. Подбор и расчет соединительной муфты___________________________19
11. Смазывание редуктора__________________________________________19
12. Сборка и регулировка основных узлов редуктора___________________20
13. Список используемой литературы________________________________22
14. Приложения__________________________________________________23
Введение.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).
Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 90. Передачи с углами, отличными от 90 , встречаются редко.
Наиболее распространённый тип конического редуктора - редуктор с вертикально расположенным тихоходным валом. Возможно исполнение редуктора с вертикально расположенным быстроходным валом; в этом случае привод осуществляется от фланцевого электродвигателя
Передаточное число u одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колёсами, как правило, не выше 3; в редких случаях u = 4.При косых или криволинейных зубьях u = 5 (в виде исключения u = 6.3).
У редукторов с коническими прямозубыми колёсами допускаемая окружная скорость (по делительной окружности среднего диаметра) v ≤ 5 м/с. При более высоких скоростях рекомендуют применять конические колёса с круговыми зубьями, обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.
2
Кинематический и силовой расчет привода.
2.1
Определение частот вращения валов редуктора:
 .
Частота вращения первого (входного) вала:  .
Частота вращения второго (выходного) вала: .
2.2
Расчёт чисел зубьев передач.
Расчётное число зубьев шестерни  определяют в зависимости от величины передаточного отношения  передачи:
Значение  округляют до целого числа  по правилам математики:  .
Расчётное число зубьев колеса  , необходимое для реализации передаточного числа , определяют по зависимости:  .
Значение округляют до целого числа  : .
2.3
Определение фактического передаточного отношения:
 .
2.4
Определение КПД редуктора.
Для конического редуктора  .
Вращающий (нагрузочный) момент на выходном валу редуктора: .
На входном валу:  .
2.5
Определение номинальных нагрузочных моментов на каждом валу, схема механизма.
Мощность на выходном валу редуктора, кВт:
 кВт, где:
 - вращающий момент выходного вала,
 - частота вращения выходного вала.
Расчетная мощность электродвигателя:
 ,
Данному  соответствует мощность=5,5 кВт, т.е. электродвигатель типа 112М4.
| Габаритные размеры, мм |
Установочные и присоединительные размеры, мм |
 |
 |
 |
 |
 |
 |
 |
 |
 |
 |
 |
| 372 |
452 |
310 |
190 |
32 |
32 |
80 |
70 |
140 |
190 |
12 |
3
Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для конических передач.
3.1
Определение твёрдости материалов, выбор материала для зубчатого колеса.
Марку стали можно выбрать в зависимости от твердости  . Ориентировочно твердость стали можно определить по зависимости:
 , где:
 - вращающий момент на входном валу редуктора, Нм;
 - диаметр вала электродвигателя, мм.
Величину HB округляем до целого числа (в большую сторону), кратного 10: HB=200. По таблице марка стали: сталь 45, вид термообработки – улучшение, предел прочности  , предел текучести  .
3.2
Расчет допускаемых напряжений.
Исходя из условий эксплуатации и видов повреждений зубчатых колес рассчитывают допускаемые напряжения на контактную  и изгибную  выносливость для наиболее слабого звена в передаче.
Таким звеном для конических передач является шестерня, испытывающая наибольшее количество циклов нагружения в течение заданного срока службы привода L.
Для определения фактического числа циклов нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации  необходимо знать суммарное время работы передачи в часах  , определяемое по формуле:
 , где:
 - срок службы редуктора в годах,
 - коэффициент загрузки редуктора в течение года,
 - коэффициент загрузки редуктора в течение суток.
определяется из формулы:
 , где:
 - частота вращения вала шестерни.
3.3
Допускаемые напряжения на контактную выносливость.
Допускаемые напряжения на контактную выносливость определяют по формуле:
 МПа, где:
 - предел контактной выносливости, МПа; определяют по зависимости:
 МПа;
 - коэффициент запаса контактной прочности;
 - коэффициент долговечности; рассчитывают по зависимости:
 , здесь  - базовое число циклов:
Диапазон значений находится в пределах:  . Т.к. рассчитанный коэффициент  , то принимаем  .
3.4
Допускаемые напряжения на изгибную выносливость.
Допускаемые напряжения на изгибную выносливость  определяют по формуле:
 МПа, где:
 - предел изгибной выносливости, МПа; определяют в зависимости от твердости материала HB:
 МПа,
 - коэффициент запаса изгибной прочности;
 - коэффициент долговечности; рассчитывают по зависимости:
 , здесь  - базовое число циклов.
Диапазон значений находится в пределах:  . Т.к. рассчитанный коэффициент  , то принимаем  .
4
Проектный и проверочный расчёт передачи.
4.1
Вычисление предварительного делительного диаметра шестерни.
Рассчитываем основные геометрические параметры из условия контактно- усталостной прочности активных поверхностей зубьев (с точностью 0,01 мм – для линейных величин, 0,0001 град – для угловых величин):
Внешний делительный диаметр шестерни (предварительное значение)  , мм:
 мм, где:
 - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность ее распределения; в курсовом проектировании с достаточной степенью точности можно принять  .
4.2
Вычисление предварительного модуля передачи и уточнение его по ГОСТу:
 .
По расчетной величине  принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля:  , 
4.3
Расчёт геометрических параметров передачи
4.3.1 Внешнее конусное расстояние  , мм:
 .
4.3.2 Диаметр внешней делительной окружности шестерни  и колеса  , мм:
 ,
 .
4.3.3 Диаметр внешней окружности вершин зубьев шестерни  и колеса  , мм:
 ,
 , где:
 и  - углы делительных конусов, град., равные:
 ,
 .
4.3.4 Расчетная ширина  зацепления колес, мм:
 .
Расчетное значение округляем до целого числа b в большую сторону. Ширина зубчатых колес принимается равной:
 .
4.3.5 Внешняя высота зуба  , мм:
 .
4.3.6 Внешняя высота головки зуба  , мм:
Для исключения возможных ошибок в вычислениях при проектном расчете проверяют выполнение условия контактной выносливости:
 МПа.
Условие выполняется, значит, расчет верен.
4.4
Проверочный расчет передачи.
Определяем рабочие изгибные напряжения, которые должны быть не больше допускаемых, по зависимости:
 ,
 МПа, где:
 - коэффициент нагрузки при изгибе, учитывающий неравномерность ее распределения и динамичный характер; в курсовом проектировании для колес 7-ой степени точности изготовления можно принять 
 - коэффициент формы зубьев шестерни, определяется по зависимости:
Условие изгибной прочности выполняется, расчет верен.
4.5
Усилия в зацеплении.
Для последующих расчетов по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в зацеплении при передаче вращающего момента и действующие на шестерню (обозначены индексом 1) и колесо (обозначены индексом 2):
· окружная сила  , Н:
 Н,
· радиальная  и осевая силы  , Н:
 Н,
 Н, где:
 - угол зацепления.
5
Проектный расчёт вала и выбор подшипников.
При проектном расчёте валов используется основное уравнение прочности при кручении и определяют диаметры консольных участков входного и выходного вала по заниженным касательным напряжениям 
 , где:
 - крутящие моменты на входном и выходном валах редуктора, Нм,
- допускаемое касательное напряжение в МПа. Им предварительно задаются в пределах 20÷40 МПа.
Диаметр вала под муфту принимают равным диаметру вала двигателя:
Переход с одного диаметра вала на другой выполняют по зависимости:
 , где:
 - диаметр предыдущей ступени в мм,
 - диаметр следующей ступени.
Диаметр посадочной ступени под уплотнение на входном валу:
 .
Диаметр посадочной ступени под подшипники качения:
 .
Далее конструктивно назначают диаметры участков выходного вала
под уплотнение  :  , под подшипники  :  , под зубчатое колесо  :  .
Диаметр буртика  определяется конструктивным обеспечением надёжного контакта торцов вала с внутренним кольцом подшипника или ступицей зубчатого колеса:  .
Так как на валах установлены цилиндрические прямозубые колёса, подбирают подшипники роликовые конические однорядные лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75 №7208 и №7209.
6
Эскизная компоновка и расчёт элементов конструкции.
6.1
Расчёт зубчатого колеса.
 - диаметр ступицы:  , принимаем  .
 - длина ступицы:  , принимаем  .
 - толщина диска:  , принимаем  .
 - толщина обода:  .
 - диаметр диска; 
 - диаметр отверстий; 
6.2
Расчёт элементов корпуса.
Толщина корпуса:  , принимаем  .
Толщина крышки редуктора:  , принимаем  .
Толщина фланцев корпуса и крышки:  .
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:  , принимаем  .
Диаметр фундаментных болтов:  , принимаем болты с резьбой М 18.
Диаметр болтов у подшипников:  , принимаем болты с резьбой М 12.
Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:  , принимаем болты с резьбой М 12.
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
По диаметру: 
По торцам: 
6.3
Расчёт мазеудерживающих колец.
На входном валу: - диаметр кольца;  .
 - ширина кольца:  .
 - длина кольца; выбирают конструктивно:  .
 - шаг зубьев:  .
На выходном валу:  ,  , ,  .
6.4
Расчёт крышки подшипников.
На входном валу:  - высота крышки,  ,
 ,
где  - диаметр стакана.
На выходном валу: - высота крышки, ,
 , где
- внешний диаметр подшипника.
6.5
Выполнение компоновочного чертежа.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводят горизонтальную осевую линию; выделяем точку О, через которую проводят вертикальную осевую линию.
От горизонтальной линии откладывают угол  , проводят осевые линии делительного конуса ОА. На осевых ОА откладывают внешнее конусное расстояние  . Из точек А перпендикулярно ОА откладывают отрезки А1, равные внешнему модулю зацепления  : . Точки 1 соединяют с центром О. Из точек А откладывают отрезок АВ, равный ширине зацепления b:  . Из точек В проводят перпендикуляры к ОА и убирают лишние линии. Затем вычерчивают конструкцию конического колеса, для которого рассчитаны ,  , , с,  , .
После того, как вычерчена коническая пара колес, начинают компоновку общего вида редуктора. На расстоянии 5мм от торца ступицы колеса и диаметра проводят горизонтальную и вертикальную линии внутренней стенки корпуса. На расстоянии  мм проводят верхнюю горизонтальную линию внутренней стенки. По периметры пунктирной линией показывают толщину стенки корпуса  и основной линией ширину фланца  . По размерам  , , Т вычерчивают подшипники 2-го вала. По диаметрам  ,  вычерчивают ступени 2-ого вала редуктора. Правый подшипник 1-ого вала углубляют в корпус на  и вычерчивают его по размерам  . От середины шестерни отмеряют расстояние  и вдоль оси 1-ого вала откладывают отрезок длиной  мм, вычерчивают левый подшипник с размерами  . Вычерчивают стакан с толщиной стенки  мм:  мм. Затем крышки подшипников с диаметрами  .
Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают мазеудерживающие кольца.
Измерением находят расстояния на ведомом валу:  и  .
7
Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений
Под колесо:
Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы. Принимаем  .
Шпонка 2 - 14х9х63 ГОСТ 23360 – 78.
Соединение проверяют на смятие:
 , где:
 - передаваемый вращающий момент, Нм,
- диаметр вала в месте установки шпонки, мм,
 - высота шпонки, мм,
 - глубина шпоночного паза, мм,
 - рабочая длина шпонки, мм,
 , где  - ширина шпонки,
 - допускаемое напряжение на смятие:  .
 < . Условие выполняется.
Шпонку проверяют на срез:
 < . Условие выполняется.
Под муфту на входном валу. Шпонка 2 - 10х8х48 ГОСТ 23360 - 78
 ; 
; 
Условия выполняются.
Под муфту на выходном валу. Шпонка 2 - 10х8х63 ГОСТ 23360 - 78
; 
; 
Условия выполняются.
8
Проверочный расчёт на усталостную выносливость.
1) По сборочному чертежу составляют расчётную схему вала, на которой представлены все внешние силы нагружения вала:
 - окружная составляющая,
- радиальная,
- осевая составляющая сил, действующих в зацеплении (из расчетов).
2) Определяют реакции в опорах в вертикальной и горизонтальной плоскостях  и  ,  и  . Реакции в опорах вычисляют, составляя уравнение равновесия сил и моментов действующих в каждой плоскости.
В горизонтальной плоскости:
 ,  , откуда 
 ,  , откуда 
В вертикальной плоскости:
 ,  , откуда 
 ,  , откуда 
3) Рассчитывают и строят, пользуясь методом сечений, эпюры изгибающих моментов.
В горизонтальной плоскости. На участке  :  ,  ,
при  ,  ,
при  ,  .
На участке  :  ,  ,
при  ,  ,
при  ,  .
Принимают  .
В вертикальной плоскости. На участке :  , ,
при ,  ,
при ,  .
На участке :  ,  ,
при ,  ,
при ,  .
Суммарные изгибающие моменты:
на участке  :  ,
на участке  .
4) Определяют общий коэффициент запаса прочности  который должен быть не менее допускаемого -  . В общем машиностроении  .
 .
где  и  - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
 , где:
 - предел выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба, МПа. Назначают марку стали: сталь 45, вид термообработки – закалка, отпуск  . Пусть  . Пусть сталь легированная, тогда:
 ;
 - предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа
 ;
 и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении,
 ,
 ;
 и  - коэффициенты, учитывающие масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений:
 ,
 ;
 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;
 при  . Назначают  ;
 и  - коэффициенты, учитывающие соотношения пределов выносливости при симметричном и пульсирующем циклах изгиба и кручения:  ,  ;
 ,  ,  ,  - амплитуда и среднее напряжение цикла соответственно для нормальных и касательных напряжений, МПа:
 , где:
 - суммарный изгибающий момент в опасном сечении:
 ;  ;
 , где:
Т – крутящий момент на валу,  ;
 ,  - моменты сопротивления изгибу и кручению, поперечного сечения вала с учётом шпоночного паза, мм3
 ,
 ,
параметры и  берут из таблицы.
Общий коэффициент запаса прочности n больше допускаемого  .
9
Проверочный расчёт подшипников выходного вала на долговечность.
1) Определяют полные реакции опор:
 ,
 ;
2) Параметр осевого нагружения:
 ;
3) Осевые составляющие реакций опор:
 ,
 .
4) Результирующие осевые нагрузки на опоры:
 ,
 ;
5) Определение приведённой радиальной нагрузки:  ,
где  - коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца  ;
 - большее значение  и  , Н;
 - коэффициент безопасности;  для подшипников зубчатых передач 7-8 степени точности;
 - температурный коэффициент;  при рабочей температуре  ;
 , следовательно,  ,  ;
 , следовательно,  ,  ;
 ;
 .
6) Вычисляют ресурс наиболее нагруженного подшипника:
 , где:
 - динамическая грузоподъёмность, Н (справочные данные),
- частота вращения выходного вала, об/мин.
7) Проверяют условие долговечности: 
 , т.е. условие долговечности выполняется.
10 Подбор и проверочный расчет соединительной муфты.
Муфты подбирают по таблицам из справочников в зависимости от диаметров валов, которые нужно соединить. Затем их проверяют по крутящему моменту:  .
 , где:
 - расчётный момент, Нм,
 - номинальный момент, Нм,
 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации,  ,
 < 200 Нмм.
Подбираем муфту втулочно-пальцевую 250-32-2 ГОСТ 20761-80.
11
Смазывание редуктора.
Вязкость смазочного масла подбирают в зависимости от окружной скорости. Окружную скорость находят по зависимости:
 , где:
 - частота вращения (об/мин) и делительный диаметр шестерни, мм.
Пользуясь параметрами контактного напряжения -  , и окружной скорости , определяют кинематическую вязкость при температуре  ( ) по таблице. Принимаем  .
Конкретную марку масла находят по таблице в зависимости от вязкости и температуры. Выбираем масло «Индустриальное - 20А».
Подшипники в редукторах могут смазываться как пластичными, так и минеральными жидкими маслами путём разбрызгивания в зависимости от условий их работы.
Эти условия выбираются по зависимости:
 , где:
 - произведение среднего диаметра подшипника на частоту вращения его кольца,  ,
- частота вращения кольца подшипника, об/мин,
 - средний диаметр подшипника, мм:  ,
 - внутренний и наружный диметр подшипника.
Так как  , подшипник рекомендуется смазывать пластичным смазочным материалам: солидол С.
Для защиты подшипников от попадания в них жидкого масла устанавливают специальные мазеудерживающие кольца на валах рядом с подшипниками. Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов и попадания в них пыли, влаги в крышках подшипников устанавливают манжетные уплотнения.
12
Сборка и регулировка основных узлов редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов.
1) На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до  , между подшипниками устанавливают распорную втулку. Подшипники ведущего вала монтируют в общем стакане;
2) В ведомый вал закладывают шпонку 14 х 9 х 63 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;
3) Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрыв предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затем болты, крепящие крышку к корпусу;
4) После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку (солидол С), ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки;
5) Перед установкой сквозной крышки в проточки заключаем манжетные уплотнения. Проверяем, проворачиванием валов отсутствие заклиниваний подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляем крышки винтами;
6) Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
7) Заливают в корпус масло «Индустриальное 20А» в количестве 1,5 л. и закрывают смотровое отверстие крышки с прокладкой из технического картона; закручивают крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими стандартами.
13
Список используемой литературы:
1) Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1979.
14
Приложения:
1) Спецификация сборочного чертежа редуктора;
2) Спецификация общего вида привода;
3) Компоновка редуктора;
4) Прототип сборочного чертежа;
5) Прототип общего вида привода.
|
