Курсовая работа: Редуктор цилиндрический двухступенчатый

Государственный комитет Российской Федерации по рыболовству

КАМЧАТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра детали машин и основы конструирования

Курсовой проект

Редуктор цилиндрический двухступенчатый

Выполнил:

Руководитель проекта:

Петропавловск-Камчатский, 2009 г.

Содержание

Исходные данные

Расчет цилиндрических зубчатых передач

Выбор электродвигателя

Определение силовых и кинематических параметров привода

Выбор материала

Расчет межосевого расстояния аw

Определение модуля зацепления

Определение параметров зацепления тихоходной (прямозубой) ступени

Определение параметров зацепления быстроходной (косозубой) передачи

Проверочный расчет второй передачи

Расчет открытых передач

Проверочный расчет

Расчет составляющих усилий в зацеплении

Проектный расчет валов

Эскизная компоновка редуктора

Предварительный выбор подшипников качения

Расчетная схема валов редуктора

Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет валов

Выбор сорта масла

Список литературы

Исходные данные

Редуктор двухступенчатый, несоосный

Кинематическая схема редуктора:

Дано:

1. Сила на валу рабочей машины F=1.5 H

2. Скорость движения приводного вала рабочей машины

3. Срок службы редуктора и режим его работы (постоянный, тяжелый) ч.

Расчет цилиндрических зубчатых передач

Выбор электродвигателя

Формула определения требуемой мощности электродвигателя:

где:

Р — требуемая мощность электродвигателя, кВт

общий КПД привода

— КПД закрытой передачи;

— КПД открытой передачи;

— КПД подшипников.

— КПД соединительных муфт;

По каталогу выбираем асинхронный короткозамкнутый двигатель мощностью Рэд Р. Тип электродвигателя: АОЛ 2-31-4, с номинальной частотой вращения об/мин мощностью Рном = 1,76 кВт. Мощность электродвигателя:

кВт

Угловую скорость электродвигателя определяем по формуле:

Где

номинальная угловая скорость вала электродвигателя, с-1;

nэд — номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

с-1

Определение силовых и кинематических параметров привода

Определяем частоту вращения приводного вала npм:

Общее передаточное число привода Up:

Определяем передаточные числа ступеней привода:

; ;

при Up = 20,05,

Вращающий момент на двигателе Тдв:

Вращающий момент на быстроходном валу:

Нм.

Вращающий момент на промежуточном валу Тпр:

Нм.

Вращающий момент на тихоходном валу ТТ:

Нм.

Вращающий момент на ременной передаче:

Нм.

Угловая скорость на быстроходном валу:

Угловая скорость на промежуточном валу:

Угловая скорость на тихоходном валу:

Угловая скорость на ременной передаче:

Выбор материала

Основные механические характеристики выбранных материалов зубчатых колес приведены в таблице 1.

Деталь	Материал	Р-р заготовок, мм	Термообработка	Н, вер.
1я ступень, прямозубая Шестерня	Сталь45	Dпред=125 Sпред=80	У	305,5	890	650	380	25	385,8
Колесо			У	285,5	890	650	380	20	122,8
2я ступень, косозубая Шестерня	Сталь45	Dпред=125 Sпред=80	У	248,5	780	540	335	16,5	122,5
Колесо		Любые размеры	Н	193	600	320	260	10	38,9
Деталь						[] F0	[] F	[] Н0	[] Н
1я ступень, прямозубая Шестерня	1		4	1		310	310	616,9	617
Колесо	1		4	1		294	294	580,9	580,9
2я ступень, косозубая Шестерня	1		4	1		310	310	520	520
Колесо	1		4	1		199	199	414	414

[] ср=0,45 ([] Н1 + [] H2) = 420

Таблица данных.

Наименование, единица измерения	Обозначение	Значение
Требуемая мощность электродвигателя, кВт	Р	2,2
Общее передаточное число редуктора		20,5
Передаточное число закрытых передач		3,15
Передаточное число открытой передачи		2,1
Крутящий момент на тихоходном валу, Нм		263,4
Крутящий момент на промежуточном валу, Нм		88
Крутящий момент на быстроходном валу, Нм		29,3
Угловая скорость тихоходного вала,		7,16
Угловая скорость промежуточного вала,		22,5
Угловая скорость быстроходного вала,		71

Расчет межосевого расстояния аw

По условию контактной прочности:

,

где:

аw — Межосевое расстояние, мм;

Ка = 49,5 для прямозубых колес, (Н/мм2);

Ка = 43 для косозубых колес, (Н/мм2), принимая ориентировочно β = 10°…15°;

Т1 — крутящий момент на валу шестерни, ;

Т1 = Тзп1 для первой передачи;

Т1 = Тзп2 для второй передачи;

для первой передачи:

— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

— коэффициент ширины венца колеса;

для второй передачи:

Тогда:

мм

мм

Полученные значения округляем до стандартного:

aw1 = 100 мм

aw2= 150 мм

Определение модуля зацепления

Модуль зацепления:

;

где:

— вспомогательный коэффициент для прямо/косозубых передач;

— ширина венца колеса;

— делительный диаметр колеса;

;

Модуль зацепления для тихоходной и быстроходной ступени:

,

полученные значения модуля зацепления m округляем до стандартного по таблице:

Модули зацепления, мм (по СТ СЭВ 310-76)

I ряд	1,0	—	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0	8,0
II ряд	1,25	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7,0	9,0

Принимаем: ,

Определение параметров зацепления тихоходной (прямозубой) ступени

Предварительно суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

;

Условие соблюдается.

Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и колеса

мм

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

Рабочая ширина венца колеса и шестерни:

мм

мм

Проверочный расчет первой передачи:

Проверяем межосевое расстояние:

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес:

;

Диаметр заготовки шестерни мм

Размер заготовки колеса мм

Условия соблюдаются

Проверяем контактные напряжение ,

Где:

К= 463 — Вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;

окружная сила в зацеплении;

= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи

;

9 степень точности

Допускаемая нагрузка передачи не более 100%, следовательно условие соблюдается.

Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

Где:

m — модуль зацепления, мм;

— ширина зубчатого венца колеса, мм;

— окружная сила в зацеплении, Н;

= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

= 1 — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

= 1,28 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

— коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба

и — допустимые напряжения изгиба шестерни и колеса, ;

Условие соблюдается, т.к. и .

Определение параметров зацепления быстроходной (косозубой) передачи

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

11°28΄

Необходимое условие выполняется.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

;

Условие соблюдается. Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и колеса

мм

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

Рабочая ширина венца колеса

мм

мм

Проверочный расчет второй передачи

Проверяем межосевое расстояние:

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес:

;

Диаметр заготовки шестерни мм

Размер заготовки колеса мм

Условия соблюдаются

Проверяем контактные напряжение ,

Где:

К= 463 — Вспомогательный коэффициент для косозубой передачи;

окружная сила в зацеплении;

= 1,1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи

; 9 степень точности

Допускаемая нагрузка передачи не более 10%, следовательно условие соблюдается.

Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

Где: m — модуль зацепления, мм; — ширина зубчатого венца колеса, мм; — окружная сила в зацеплении, Н;

= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

= 1 — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

= 1,04 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

— коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба

и — допустимые напряжения изгиба шестерни и колеса, ;

Условие соблюдается, т.к. и .

Расчет открытых передач

1. Определяем расчетный диаметр ведущего шкива , Клиновой ремень сечения А (по номограмме):

2. Определяем диаметр ведомого шкива , мм:

Где: — передаточное число открытой передачи, — коэффициент скольжения ()

Из стандартного ряда выбираем

3. Определяем ориентировочно межосевое расстояние

Где — высота сечения клинового ремня.

4. Определяем расчетную длину ремня

5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива a1, град:

условие выполняется.

7. определяем скорость ремня:

Где — допускаемая скорость для клиновых ремней .

8. определяем частоту пробегов ремня

Где — допускаемая частота пробегов ремня = 30

9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

— допускаемая приведенная мощность, выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения,

скорости и диаметра ведущего шкива, С — поправочные коэффициенты.

10. Определяем число клиньев поликлинового ремня z:

11. Определяем силу предварительного натяжения

12. Определяем окружную силу

13. Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:

,

14. Определяем силу давления вала

Проверочный расчет

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

Где а) — напряжения растяжения, Н/

б) — Напряжения изгиба, Н/

в) — Напряжение центробежных сил, Н/

Н/

г) =10 Н/ — для клиновых ремней

Н/

Условие соблюдается, так как

Составим табличный ответ:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Число пробегов ремня	9,2
Сечение ремня	А	Диаметр ведущего шкива	100
Количество ремней	3	Диаметр ведомого шкива	200
Межосевое расстояние	209	Максимальное напряжение	8,6
Длина ремня	900	Начальное напряжение ремня	73
Угол обхвата	153°	Сила давления ремня на вал	426

Расчет составляющих усилий в зацеплении

Для первой ступени (цилиндрическая, прямозубая):

На колесе. Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

где

На шестерне:

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Для второй ступени (цилиндрическая, косозубая):

На колесе

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

где , .

Осевая сила угла наклона:

Н.

На шестерне:

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Осевая сила угла наклона:

Н.

Для клиноременной передачи:

Радиальная сила:

Проектный расчет валов

Эскизная компоновка редуктора

Выбор материалов валов и их механические характеристики.

Вал	Марка стали		Термообработка	Твердость заготовки
Быстроходный	45	125	У	235…262	780	540
Промежуточный	45	125	У	235…262	780	540
Тихоходный	45	125	У	235…262	780	540

Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

Определяем геометрические параметры ступеней валов.

Быстроходный вал — шестерня цилиндрическая;

Первая ступень под элемент открытой передачи. (шкив)

Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Третья ступень под шестерню.

— определяется графически на эскизной компоновке.

Четвертая ступень под подшипник.

Промежуточный вал;

Первая ступень под подшипник

Вторая ступень под шестерню и колесо.

— определяется графически на эскизной компоновке.

Третья ступень под подшипник.

,

Тихоходный вал;

Первая ступень под элемент открытой передачи. (шкив)

Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Третья ступень под колесо.

— определяется графически на эскизной компоновке.

Четвертая ступень под подшипник.

Предварительный выбор подшипников качения

Быстроходный вал:

Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники 106, особо мягкая серия.

Промежуточный вал: 107

Тихоходный вал: 109

Вал	Размеры Ступеней				Подшипники
					Типо- размер	dхDхB, мм	Динамическая грузоподъемность	Статическая грузоподъемность
Быстроходный	24	30	36	30	105	30х52х13	13,3	6,8
	36	45	—	14
Промежуточный	35	43	35	—	107	35х62х14	15,9	8,5
	21	—	21	—
Тихоходный	40	45	55	45	109	45х75х16	21,2	12,2
	48	56	—	17,6

Расчетная схема валов редуктора

Быстроходный вал.

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Промежуточный вал

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Горизонтальная плоскость. Определяем опорные реакции:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Тихоходный вал

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал (106)

Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.

Определяем отношение

По таблице находим: e=0,14 Y=2,6; по соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Определяем динамическую грузоподъемность

Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника

Условие выполнено

Промежуточный вал (107)

Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.

Определяем отношение

По таблице интерполированием находим: e=0,26 Y=1,74;

По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Определяем динамическую грузоподъемность

Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника

Условие выполнено

Тихоходный вал (109)

Определяем отношение V=1 — коэффициент вращения.

Определяем отношение

По таблице интерполированием находим: e=0,24 Y=1,9;

По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Определяем динамическую грузоподъемность

Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника

Условие выполнено

Проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Сечение А-А

Определить напряжение в сечении А-А

Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.

Где ;

М — суммарный изгибающий момент в этом сечении.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

Где ;

М — крутящий момент в этом сечении.

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Где (по таблице)

Определить пределы выносливости в расчетном сечении.

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Определить общий коэффициент запаса прочности.

Условие выполнено.

Промежуточный вал

Сечение Б-Б

Определить напряжение в сечении Б-Б

Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.

Где ;

М — суммарный изгибающий момент в этом сечении.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

Где ;

М — крутящий момент в этом сечении.

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Где (по таблице)

Определить пределы выносливости в расчетном сечении.

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Определить общий коэффициент запаса прочности.

Условие выполнено.

Тихоходный вал

Сечение В-В

Определить напряжение в сечении В-В

Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.

Где ;

М — суммарный изгибающий момент в этом сечении.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

Где ;

М — крутящий момент в этом сечении. Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Где (по таблице). Определить пределы выносливости в расчетном сечении.

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Определить общий коэффициент запаса прочности.

Условие выполнено.

Проверочный расчет шпонок

Промежуточный вал, шпонка 12х8х45

Условие прочности:

определяем рабочую длину шпонки:

Определяем площадь смятия:

проверяем условие прочности:

Условие выполняется.

Промежуточный вал, шпонка 16х10х60

Условие прочности:

определяем рабочую длину шпонки:

Определяем площадь смятия:

проверяем условие прочности:

Условие выполняется.

Выбор сорта масла

Смазывание редуктора.

Способ смазывания.

Применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием)

Выбор сорта масла.

Зависит от значения расчетного контактного напряжения и фактической окружной скорости колес. По таблице выбираем масло индустриальное 4-Г-А-46

Определение уровня масла.

При окунании в масляную ванну цилиндрического колеса:

Контроль уровня масла.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируем круглым маслоуказателем.

Список литературы

Кудрявцев В.Н. «Курсовое проектирование деталей машин». — Л.: Машиностроение, 1984.

Ануриев И.В. «Справочник конструктора — машиностроителя». — Л.: Машиностроение, 1985.

Янсон А.А. «Расчет цилиндрических зубчатых передач» методические указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов всех специальностей. — Л.: 1991.

Янсон А.А. «Конструирование зубчатого редуктора» методические указания к курсовому проекту. — Л.: 1985.