Техническое задание

   
                                                                 Исходные данные:

                                                                 Т = 18 Н*м

                                                                
w
= 56 рад/с

                                                                 
d
= 0.55 м
        схема 1

1.  Электродвигатель

2.  Упругая муфта

3.  Редуктор с прямозубой конической передачей

4.  Открытая коническая передача

5.  Картофеле-очистительная машина
Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.
Назначение и сравнительная характеристика привода


 Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремённую. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы подшипники и т.д.

Зубчатые передачи

Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями.

Преимущества зубчатых передач

1.   Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2¸4, косозубой цилиндрической U=4¸6, для конической U=2¸3)

2.   Высокая нагрузочная способность

3.   Высокий КПД (0.96¸0.99)

4.   Малые габариты

5.   Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании

6.   Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры

Недостатки зубчатых передач

1.   Невозможность без ступенчатого изменения скорости.

2.   Высокие требования к точности изготовления и монтажа.

3.   Шум при больших скоростях.

4.   Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок.

5.   Громоздкость при больших межосевых расстояниях.

6.   Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев.

7.  Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок        

Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.
1.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

1.1
Определяем требуемую мощность двигателя

        N=N*w (Вт)                  Т=Твых=Т3

        N=56*18=1008 Bт

1.2
Определяем КПД

        h=hр*hоп*пк                                             р-редуктора

        h=0,97*0,96*0,9=0,679                           оп-открытой передачи

                                                                           пк-подшипников качения

1.3
Определяем мощность двигателя

                                             

1.4
Выбираем эл. Двигатель из условия

        Nн ³ Nдв              Nн=1.5 кВт 4А80А2У3         Nн=1.5 кВт           nс=3000

    Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей (таблица 1)

таблица 1

N°	Типоразмер	nc, об/мин
1	4А80А2У3	3000
2	4А80В493	1500
3	4A90L693	1000
4	4A100L893	750

1.
5 Определяем передаточное отношение двигателя

                        , где nдв - синхронная частота вращения, Об/мин;

nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин             
                                                     

                                              


1.6
Задаёмся передаточным отношением открытой передачи

        u = 2¸3                    

1.7
Определяем передаточное отношение редуктора


Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2¸3

                 , где U - передаточное отношение двигателя

                                                    Uоп - передаточное отношение открытой

                                                          передачи

                                                    Uр - передаточное отношение редуктора

       

Остановим свой выбор двигателе N°1, и примем следующие передаточные отношения:

                        uдв = 5,6         uр = 2,8          uоп = 2

Эскиз двигателя в приложении 1.

1.8
Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов.                                        


           


1.9
Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

                             


Проверка: Nдв=Тдв*wдв

                   Nдв=4,73*313,6=1483 Вт

Двигатель 4А80А2У3

1.
10 Выполняем обратный пересчёт Т
3
,
w
3
с учётом выбранного двигателя











Проверка     Nдв=Тдв*wдв

                               Nдв=4.19*56=1500  Вт

В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений

1.11
Определение частоты вращения валов передаточного механизма

n1 = nc = 3000 об/мин




Данные расчётов сведём в таблицу:

таблица 2

	Тi, Н*м	wi, рад/с	ni, об/мин
Вал А	4.78	314	3000
Вал В	9.08	157	1071
Вал С	24	56	535

2
.
Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.

2.
1 Выбираем материал

        Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок [s0]=122 МПа, допускаемое контактное напряжение  [s]=550 МПа
-
рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами

2.2
Определяем внешний делительный диаметр (см. Рис.1)

      коэффициент КНb=1,2

      коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному

      расстоянию YВRE=0,285
                                    [1],

где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);

de2 - внешний делительный диаметр, мм;

[s]к - допускаемое контактное напряжение, МПа;

up - передаточное отношение редуктора;

   Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

      de2=100мм

2.3
Принимаем число зубьев на шестерне

         Z1=22

2.4
Определяем число зубьев на колесе

         Z2=uр*Z1=2,8*22=62      [1]

Определяем геометрические параметры зубчатой передачи

 2.
5 Внешний окружной модуль
                                       [1]

2.
6 Угол делительного конуса для (см. Рис.1):

                             шестерни            

                             колеса                 
2.7
Определяем внешний диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)

    

2.8
Определяем внешнее конусное расстояние (см. Рис.1)

                  [1]


2.9
Определяем среднее конусное расстояние  (см. Рис.1)

      , где b - длина зуба

2.10
Определяем средний окружной модуль

          

2.11
Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)

           d=m*Z       [1]                  d1=1.3*22=28.6 мм

                                                    d2=1.3*62=80.6 мм

2.12
Определяем усилие действующее в зацеплении

      окружное    колеса       

                                               

                           шестерни    

                                               , где Т - крутящий

момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр

        радиальное                                        , где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20°

        Проверка

  коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

                             [1]

  средняя окружная скорость колеса

                      [1]

  степень точности        n=7

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок

               [1], где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс

                     [1]

   Проверку контактных напряжений выполним по формуле:



Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

                                               [1] , где

коэффициент нагрузок

                                 , где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;

КFV - коэффициент динамичности

Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

      для шестерни

                                

       для колеса        

                                  

При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6

Для шестерни отношение        

                                      

       для колеса

                                             

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса

                   

Построение эпюры М
y (рис. 6)

0£y£a3    My=Vв*y

y=0      My=0

y=a3     My=Va*a3=44,022 Н*м

0£y£a4     My=Vв*y

y=0      My=0

y=a4     My=Va*a4=-38,016 Н*м

Построение эпюры М
x (рис. 6)

0£x£a3      Mx=-Ha*x

x=0         Mx=0

x=a3     Mx=- Ha*a3=-129,657 Н*м

0£x£a4      Mx=-Hв*x

x=0         Mx=0

 рис. 6  Эпюры моментов                   x=a4     Mx=- Hв*a4=-129,657 Н*м

5.3
Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении



5.4
Определение осевого момента сопротивления сечения

[1]


5.5
Амплитуда нормальных напряжений

      [1]

5.6
Определение полярного момента сопротивления



5.7
Определение амплитуды касательного напряжения



5.9
Определение коэффициентов запасов прочности

8.1  по нормальному напряжению

,где sv - амплитуда нормальных напряжений; Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es - масштабный фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности b = 0.97¸0.9

8.2  по касательному напряжению

, где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; kt - коэффициент концентрации напряжений; et - масштабный фактор; t - амплитуда касательных напряжений, МПа; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; Yt - коэффициент асимметрии цикла; tm - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.

5.10
Определение общего коэффициента запаса прочности

            
6.
Выбор типа крепления вала на колесе.

Расчёт соединений.

6.1
Выбор материала

    В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие [s]см=70¸100 МПа, допускаемое напряжение на срез [t]ср=0,6*[s]см=42 МПа

6.2
Геометрические размеры шпонки                                                      

                                                                 b=5 мм;                                                      

                                                                 h=5 мм;

                                                                 t1=3.0 мм; 

                                                                 t2=2.3 мм;

                                                                 lш=lст2-(5¸10)=28 мм,

                                                                 где lст2 - длина ступицы, мм

                                          lш - длина шпонки, мм

шпонка 5´5´28      ГОСТ 23360-78

6.3
Проверка шпонки на смятие

                         , где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м (таблица 2);

dк - диаметр вала под колесо, мм;

h - высота шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

lш - длина шпонки, мм

                  

 возьмём с закруглёнными концами

                      lp=28-5=23 мм      берём 20 мм

6.
4 Проверка шпонки на срез


7.
Выбор и анализ посадок

7.1
Выбираем посадки

   Примем посадки согласно таблице 4

таблица 4

Зубчатое колесо на вал
Распорная втулка на вал
Торцевые крышки на ПК
Внутренние кольца ПК на валы
Наружные кольца ПК в корпусе
Уплотнения на валы

Выполним анализ посадки Н7/
m6

7.2
Определение предельных отклонений отверстий на колесе

D=25 (Н7)              ES=+21  мкм

                                 EI=0  мкм

7.3
Определение предельных отклонений вала

d=25 (m6)               es=+21 мкм

                                 ei=+8 мкм

7.4
Определение
max
значения натяга

    Nmax=es-EI=21-0=21 мкм

7.5
Определение
max
значения зазора

Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм 

7.6
Определение допусков

      7.6.1. на отверстие

           ТD=ES=EI=21-0=21  мкм

7.6.2  на вал

     Тd=es-ei=21-8=13 мкм

7.7 Определение предельных размеров

      Dmax=D+ES=25+0.021=25.021 мм

      Dmin=D+EI=15 мм

      dmax=d+es=25+0.021=25.021 мм

      dmin=d+ei=25+0.008=25.008 мм

7.8
Построим схему допусков
8.
Выбор муфт. Выбор уплотнений.

8.1
Выбор муфты

   Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью
8.1.1 Вращающий момент на валу электродвигателя

                                                               

8.1.2 При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4

8.1.3 Расчётный вращающий момент

                                                     

8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5)

 таблица 5

d,   мм	D,   мм	L, мм	D1,   мм	z	dп,   мм	lп,   мм	lв,   мм	[Мрас] Н*м	w,. рад/с
13	90	84	58	4	10	19	15	31.4	660

8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб

               

8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие

                 

Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности

8.2
Выбор уплотнений

   Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов.

   Ведущий вал    

                              , где w - угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм

    Так как u1<2 м/с, то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308-71, со следующими параметрами

dв1	d	D	b	D1	d1	b1	b2
13	12	21	2.5	22	14	2	3.0

   Ведомый вал

                          , где  w - угловая скорость ведомого вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм

u2<2 м/с, принимаем войлочное уплотнение со следующими параметрами:

dв1	d	D	b	D1	d1	b1	b2
17	16	25	3	26	18	2.5	3.2

9.
Выбор смазки редуктора и подшипников.

9.1
Выберем смазку для редуктора

Окружная скорость u = 5 м/с. Так как u<10 м/с, то примем картерную смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба.

Определим объём масляной ванны

                 V=(0.5¸0.8)*Nн     , где Nн - номинальная мощность двигателя, Вт

                V=(0.5¸0.8)*1.5=0.75¸1.2 л

При средней скорости u = 5 м/с, вязкость должна быть 28*10-6 м /с

Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75

 9.2 Выберем смазку подшипников качения

Критерием выбора смазки является k (млн.об./мин.)

            k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;

                               n - частота вращения вала, об/мин

             k1 = dп1*n1 =   =  млн.об./мин.

             K2 = dп2*n2 =   =  млн.об./мин

Полученные значения k не превышают 300000 млн.об./мин., поэтому применяем пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые камеры при монтаже.
10.
Сборка редуктора


   Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

   Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

 на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

 в ведомый вал закладывают шпонку 5´5´28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

   Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

   После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

   Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель.

   Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
11. Список использованной литературы
1. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х  томах. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980. - 398 с.

2. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х  томах. Том 1 - М.: Машиностроение, 1979. - 483 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Детали машин. Курсовое проектирование. - Высшая школа, 1990. - 523 с.

4. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 .с
                     
                              Оглавление
Техническое задание                                                                             1 Назначение и сравнительная характеристика привода                  2

1. 
 Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя                                                                                  4 

2. 
 Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи         7

3. 
 Разработка эскизной компоновки редуктора                               10

4. 
 Проверка долговечности подшипников                                        13

5. 
 Уточнённый расчёт валов                                                              17

6. 
 Выбор типа крепления вала на колесе                                         20

7. 
Выбор и анализ посадок                                                                   21

8. 
Выбор муфт. Выбор уплотнений                                                     22

9. 
Выбор смазки редуктора и подшипников                                      23

10.
Сборка редуктора                                                                             25

11.
Список использованной литературы                                             26

Приложения

Оглавление