Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей
Оглавление

Техническое задание                                                                             

Назначение и сравнительная характеристика привода                 

1.     Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя                                                                                   

2.     Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи       

3.     Разработка эскизной компоновки редуктора                              

4.     Проверка долговечности подшипников                                      

5.     Уточнённый расчёт валов                                                             

6.     Выбор типа крепления вала на колесе                                     

7.    Выбор и анализ посадок                                                              

8.    Выбор муфт. Выбор уплотнений                                                 

9.    Выбор смазки редуктора и подшипников                                  

10.Сборка редуктора                                                                          

11.Список использованной литературы                                        

Приложения

Оглавление

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 Т3,
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
2.2
Определяем внешний делительный диаметр

      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

                             шестерни            

                             колеса                  

2.7
Определяем внешний диаметр шестерни и колеса  


    

2.8
Определяем внешнее конусное расстояние

                  [1]

2.9
Определяем среднее конусное расстояние

      , где b - длина зуба
2.10
Определяем средний окружной модуль

          
2.11
Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса

           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:

Построение эпюры М
y (рис. 5)


0£y£a1    My=-Pa*x+Ma;

y=0      My=Ma

y=a1     My=- Pr*a+Ma=-50,468 Н*м

0£y£a2     My=-Vв*y=-50,468 Н*м

 
Построение эпюры М
x (рис. 5)

0£x£a1      Mx=-P*x

0£x£a2      Mx=-Hв*x

x=0         Mx=0

x=a1     Mx=- P*a1=-50,349 Н*м

x=0         Mx=0

рис. 5  Эпюры моментов                  x=a2     Mx=- Hв*a2=-50,349 Н*м

Ведомый вал

а3=33 мм;      

а4=64 мм

Рr=74 Н;        

Ра=203,5 Н;       

Р=595,5 Н

Vа=133,4 Н;     

Vв=-59,4 Н;

Hа=393,9 Н;      

Hв=202 Н;

Ma=82,0105 Н*м    

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

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