Оглавление
1.Техническое задание

2.Введение

3.Выбор электродвигателя , кинематический и силовой расчёт привода

4.Расчёт зубчатой передачи редуктора

5.Проектировочный расчёт валов редуктора

6.Конструктивные размеры зубчатой пары

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

8. Первый этап компоновки редуктора

9. Расчёт ременной передачи

10 Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений

11.Второй этап эскизной компоновки редуктора

12. Подбор подшипников для валов редуктора

13.Проверочный расчёт валов редуктора

14.Смазка зацепления и подшипников редуктора. Выбор сорта масла и его количества

15. Сборка редуктора

16.Список литературы

17.Оглавление




 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. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

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 (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 1 - 3. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т - выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчаточервячные); 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.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы.

Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные (рис.1). Вертикальный одноступенчатый редуктор показан на рис. 2. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже — сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. При серийном производстве целесообразно применять


Рис. 1. Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами; а — кинематическая схема; б — общий вид редуктора с косозубыми колесами
литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического

 

Рис. 2. Одноступенчатый вертикальный редуктор с цилиндрическими колесами: а — кинематическая схема; 6 —- общий вид


Рис.3. Сопоставление габаритов одноступенчатого и двухступенчатого
редукторов с цилиндрическими колесами при одинаковом передаточном числе и = 8,5 редуктора по ГОСТ 2185—66 u_max = 12,5. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением и (рис. 3). Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь и < 6. Ново-Краматорский машиностроительный завод (НКМЗ) выпускает крупные (межосевые расстояния a_w ⁼ 300 - 1000 мм) одноступенчатые горизонтальные редукторы с и = 2,53 - 8,0.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигатели и рабочего вала приводимой) в движение машины и т.д.


Тяговая сила цепи F = 2,5 кН

Скорость перемещения смеси V = 1,5 м/сек

Наружный диаметр шнека D=450 мм

Допустимое отклонение скорости смеси δ = 5 %

Срок службы привода – 4 года
Тип редуктора


Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет
Определяем требуемую мощность электродвигателя:

 

где

КПД зубчатой передачи

КПД ременной передачи

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

Значения КПД передачи:

 ([1], таблица 1.1)



По требуемой мощности выбираем электродвигатель 3-х фазный, коротко замкнутый, в серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения:

Электродвигатель 4Аl32S4 с номинальной мощностью 5,5 кВт и номинальной частотой вращения  об/мин

Общее передаточное отношение привода:

Принимаем передаточное число редуктора:  ([1], страница 36)

Передаточное число ременной передачи:

Частота вращения ведущего вала редуктора:  об/мин

Угловая скорость ведущего вала редуктора:

Угловая скорость ведущего вала электродвигателя:

Угловая скорость ведомого вала редуктора:



Вращающие моменты:




Выведем все расчеты в таблицу:


4. Расчет зубчатой передачи редуктора

4.1Выбор материала и назначение термической обработки
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими свойствами.

Принимаем для шестерни и колеса сталь 45 термической обработкой – улучшение.

Твердость шестерни , а твердость колеса  ([1], таблица 3.3)
4.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.
Допускаемые контактные напряжения:

предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Для стали твердость меньше 350 и термообработкой улучшение

коэффициент долговечности

 Число циклов колеса больше чем базовое ([1], страница 33)

коэффициент безопасности

 ([1], страница 33)

При термообработке улучшение

Контактное напряжение для шестерни:





Контактное напряжение для колеса:





Расчетное контактное напряжение равно 428 МПа

Допускаемые напряжения изгиба:



предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов.

 коэффициент безопасности

(для улучшенной стали)



 ([1], таблица 3.9)

(для штампованной стали) ([1], страница 44)

Рассчитываем напряжения изгиба для шестерни:





Рассчитываем напряжения изгиба для колеса:






4.3 Определение параметров передачи и геометрических размеров
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

коэффициент ([1], страница 32)

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([1], таблица 3.1)

коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния ([1], с. 33 )


Принимаем стандартное значение  

Модуль зацепления:

Принимаем стандартное значение  

Число зубьев шестерни: , принимаем  = 38

Число зубьев колеса:

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные:





Проверяем межосевое расстояние:  

Диаметры вершин зубьев:

 



Диаметр впадины:





Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес:

При этой скорости назначаем 8-ую степень точности
4.4 Силы в зацеплении передачи
1) Окружная сила:

2) Радиальная сила:
4.5 Проверка контактных напряжений


 

 

 



Напряжение изгиба:

 ([1]; табл. 3,7)

 ([1]; табл. 3,8)

 ([1]; стр. 47)



 коэффициент учитывающий форму зуба.





Считаем отношение:

 



Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как отношение меньше.



 Условие напряжения выполняется.




Проектный расчет валов
Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
5.1 Ведущий вал.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении учитывая напряжения ремня ременной передачи.
 
Принимаем стандартное значение  

Диаметр вала под подшипниками принимаем:  35

5.2 Ведомый вал.
При допускаемом напряжении:  

Диаметр выходного конца вала:  

Принимаем  

Принимаем диаметр вала под подшипниками  

Принимаем диаметр вала под колесом




6. Конструктивные размеры зубчатой пары.
6.1Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

Шестерня:


6.2 Колесо кованное:


Диаметр ступицы:



Длина ступицы:



Принимаем:

Толщина обода:



Принимаем

Толщина диска:



Принимаем С=16мм.


7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:

Корпус:



Принимаем

Крышка:



Принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхнего пояса корпуса крышки:



 

Нижнего пояса корпуса:



Принимаем

Диаметр болтов:

-Фундаментальных

 

Принимаем болты с резьбой М18

-Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

 

Принимаем болты с резьбой М14

-Соединяющих крышку с корпусом

 

Принимаем болты с резьбой М10




9.Первый этап компоновки редуктора
Принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса:



Принимаем

Принимаем зазор от окружностей вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:



Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии, габариты подшипников по диаметру вала в месте посадки подшипников:

 





([1], таблица 113)



.




8. Расчёт ременной передачи
В зависимости от частоты вращения ведущего шкива  и передаваемой мощности  принимаем сечение клинового ремня А.

Диаметр ведущего шкива:





Принимаем стандартный

Диаметр ведомого шкива:





Принимаем стандартный

Уточняем





Межосевое расстояние:



 ([1], табл.7.7)



Расчетная длина ремня:





Принимаем стандартную  ([1], табл. 7,7)

Уточняем межосевое расстояние:





При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на

Для облегчения одевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на , для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата ведущего шкива:



Число ремней:



 - мощность на ведущем шкиве.

 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнём. ([1], табл.7.8)

 -коэффициент работы (при односменной работе) ([1], табл.7.10)

 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата. ([1], стр.135)

 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня. ([1], табл.7.9)

 - коэффициент, учитывающий количество ремней. ([1], стр.135)



Принимаем

Натяжение ветви клинового ремня:

,

Где

 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил



Сила давления на валы:





Ширина шкивов:

 ([1], табл. 7.12)










10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
10.1 Ведущий вал
Подбираем шпонку для вала для шкива

Сечение шпонки:

Глубина паза вала:  

Длина шпонки:  (при ширине шкива 63мм), крутящий момент на ведущем валу редуктора








 - для чугуна


Во всех случаях условие прочности выполняется, следовательно принимаем выбранные шпонки.




11. Второй этап эскизной компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов.

Конструируем узел ведущего вала:

Для фиксации шестерни на валу с одной стороны на нем предусмотрен бурт, с другой стороны втулка, которая с торца фиксируется подшипником.

Конструирование ведомого вала аналогично конструированию ведущего вала.
12. Подбор подшипников для валов редуктора и проверка их долговечности

Ведущий вал:  

 



Определяем реакции опор:

1) В горизонтальной плоскости:













2) В вертикальной плоскости:













Проверка:

 



 



Суммарные реакции:





Вертикальная плоскость:







В горизонтальной плоскости:





Рассчитываем наиболее нагруженный подшипник В

Эквивалентная нагрузка по формуле:



V=1 - коэффициент при вращении внутреннего кольца.

R – суммарная реакция

 - коэффициент безопасности ([1], табл.9.19)

 - температурный коэффициент при 100градусах Цельсия. ([1], табл.9.20)



Расчётная долговечность, млн.об.



Расчётная долговечность, ч 





Ведомый вал:  

 

Определяем реакции опор:

В горизонтальной плоскости:











В вертикальной плоскости:











Проверка:
 










Суммарные реакции:


 
Строим эпюры:

В вертикальной плоскости:



В горизонтальной плоскости:

Рассчитываем более нагруженный подшипник А





Расчётная долговечность, млн.об. Расчётная долговечность, ч

 





13. Проверочный расчёт валов редуктора
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.

Производим расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.
13.1 Вал-шестерня
Материал вала тот же, что и для шестерни: сталь 45с термической обработкой – yнормализация.

предел прочности

предел текучести

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:



Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:



Сечение А-А.

Это сечение на выходном конце вала рассчитываем на кручение и изгиб.

Амплитуда и среднее напряжение цикла:



эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Среднее напряжение цикла:

Амплитуда нормальных напряжений цикла:



изгибающий момент в сечении А-А



эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Результирующий коэффициент запаса прочности:





Сечение Б-Б

Концентрацию напряжения вызывает напресовка подшипника.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 ([1], таблица 8.7)

коэффициент. ([1], страница 166)



изгибающий момент в сечении Б-Б







Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:


 ([1], таблица 8,7)
коэффициент. ([1], страница 166)

Амплитуда и среднее напряжение цикла:





Результирующий коэффициент запаса прчности:






13.2 Ведомый вал
Материал вала – сталь 45, нормализованная.

предел прочности

Пределы выносливости:





Сечение В-В

Это сечение на выходном конце вала. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Амплитуда и среднее напряжение цикла:



эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Результирующий элемент запаса прочности:

Сечение С-С

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наприсовкой подшипника.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:






 ([1], таблица 8.7)


Результирующий элемент запаса прочности:

Сечение Д-Д

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наличием шпоночного паза.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:



 


эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:







эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

Результирующий коэффициент запаса прочности:





14. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемого внутрь корпуса, до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях  и скорости .

Рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна  ([1], табл10.8)

Принимаем масло индустриальное марки И-30А ([1], табл10.10)

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 ([1],табл. 9.14)
15. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора чательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочными чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до .

И напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники; предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Затягивают болты крепящие крышку к корпусу.

В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и пробковый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной курсовой работе я рассчитал по всем предложенным параметрам механизм шнека-смесителя. Изучил методы расчёта и конструирования деталей и узлов машин общего назначения. Приобрёл представление о существующих классификациях, о порядке проектирования машин и узлов деталей, узнал общие и специальные методы расчётов. Определил, что данный механизм является:

 -надёжным

 -работоспособным

 -производительным

 -экономичным

 -металлоемким

 -прост и безопасен в обслуживании

 -удобен в сборке и разборке.

Детали в механизме соответствуют главному критерию работоспособности – прочность, то есть способность детали сопротивляться разрушению или возникновению не допустимых пластических деформаций.  




16. Литература
1.Чернавский С.А. “Курсовое проектирование по деталям машин”.

2. Шейнблит А.Е. “Курсовое проектирование по деталям машин”.