Министерство образования Российской Федерации

Министерство образования Российской Федерации

Уфимский государственный нефтяной технический университет

Филиал в г.Салавате

Кафедра «Оборудование предприятий нефтехимии и нефтепереработки»

Курсовая работа

«Рассчитать и спроектировать цилиндрический редуктор с косозубыми колесами»

ОПНН-М-КР-02.00.00.000 ПЗ

Выполнил, ст. гр. ТП-02-21 Л.И. Батыров

Проверил, доцент Н.М. Захаров

В литературном обзоре курсового проекта рассмотрены схемы приводов, построенные на базе цилиндрических косозубых редукторов.

По заданной схеме привода и выходным параметрам подобран электродвигатель, проведен кинематический расчет привода, определены основные геометрические параметры колес и корпуса редуктора, рассчитаны валы, подобрана смазка и определен порядок сборки редуктора.

60 стр., 5 рис., 5 ист. лит.

Содержание с

Введение. 4

1 Литературный обзор. 6

2 Кинематический расчет привода. 8

3 Расчет зубчатой передачи редуктора [1] 11

4 Проектный расчет валов [3] 21

5 Расчет корпуса [1] 28

6 Проверочный расчет подшипников [3] 32

7 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений [3] 44

8 Уточненный расчет валов [3] 46

9 Расчет муфт [1] 54

10 Выбор способа смазки. Смазочные материалы [3] 56

11 Порядок сборки редуктора. 57

Заключение. 59

Библиографический список. 60

Введение

Механика – это техническая дисциплина, в которой изучают методы, правила и нормы расчета и конструирование типовых деталей.

Деталь – изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций, например, винт, гайка. Комплекс совместно, работающих деталей, объединенных общим назначением и по конструкции представляющий собой обособленную единицу, называется сборочной единицей, например, редуктор, муфта.

Задачи курса «Механики» - привить навыки расчета и конструирования типовых деталей и сборочных единиц машин общего назначения, научить рационально выбирать материал и форму деталей, правильно вбирать степень точности и качество обработки поверхностей, выполнять расчеты на прочность, жесткость и т.д., исходя из заданных условий работы деталей в машине.

При проектировании деталей и сборочных единиц должны соблюдаться следующие требования:

§ достаточная прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость;

§ возможность изготовления из недорогостоящих и недефицитных материалов;

§ высокая надежность.

Основными критериями работоспособности деталей машин является их прочность и долговечность.

Курсовое проектирование по «Механике» является первой конструкторской работой. Главная цель этой работы:

§ овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;

§ приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;

§ научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой (каталогами, атласами, Классификатором ЕСКД);

§ уметь обоснованно защитить проект.

1 Литературный обзор

Зубчатой передачей называется механизм, передающий движение от одного вала к другому посредством сопряженных зубчатых колес. Эти передачи применяют в тех случаях, когда необходимо сохранить угловые скорости и крутящие моменты на валах механизмов, в требуемом соотношении по величине и направлению.

Зубчатые передачи, в зависимости от взаимного расположения валов, могут быть:

а) с параллельными осями валов, где передача осуществляется цилиндрическими колесами с прямыми, косыми и шевронными зубьями;

б) с пересекающимися осями валов, где передача осуществляется коническими колесами: прямыми, косозубыми и др.;

в) с перекрещивающимися осями валов, где передача осуществляется винтовыми зубчатыми колесами [4].

В зависимости от взаимного расположения зубчатых колес различают зубчатые передачи с внешним и внутренним зацеплением [2].

Достоинства зубчатых передач:

1. Возможность передачи практически любых мощностей при весьма широком диапазоне окружных скоростей. При высоких скоростях применяют передачи с косыми зубьями, изготовленные с высокой точностью и тщательно смонтированные.

2. Постоянство передаточного отношения.

3. Компактность, надежность и высокая усталостная долговечность передачи.

4. Высокий К.П.Д.

5. Простота обслуживания и ухода.

6. Сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры.

7. может быть изготовлена из самых разнообразных материалов [1].

К недостаткам зубчатых передач относятся:

1. Сравнительно сложность изготовления.

2. Наличие шума во время работы.

3. Ограниченность ряда передаточных отношений.

4. Недостаточно совершенное выполнение функций включающего и включающего элементов передачи.

5. Зубчатые передачи не предохраняют детали машин от поломок при возникновении перегрузок [4].

Редуктором называется передача, установленная в закрытом корпусе и служащая для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.

Редукторы бывают зубчатые цилиндрические, зубчатые конические, а также комбинированные.

Передачи с косозубыми цилиндрическими колесами обладают большей плавностью хода и бесшумностью работы в сравнении с прямозубыми передачами.

В косозубых колесах допускается меньшее число зубьев без исправления профиля зубьев. Существенным недостатком косозубых колес является наличие значительных осевых усилий, требующих применения специальных радиально упорных подшипников, поэтому и потери в опорах у косозубых колес выше чем у колес с прямыми зубами [7].

Применении сдвоенных косозубых колес, зубья которых наклонены в противоположные стороны устраняет осевую силу.

Косозубые колеса не рекомендуются применять в тихоходных передачах, так как более простые и сравнительно дешевые прямозубые цилиндрические передачи достаточно хорошо работают при низких окружных скорос- тях [1].

2 Кинематический расчет привода

Исходные данные: - мощность на выходном валу,

- частота вращения выходного вала.

2.1 Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора

1 – двигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

2.2 Определяем КПД редуктора

Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, то есть двух пар подшипников качения и зубчатой передачи. Принимая ориентировочно для одной пары подшипников и для одной пары зубчатых колес , также следует учитывать КПД муфты , получаем общий КПД редуктора

;

.

2.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя

;

.

2.3 Выбираем электродвигатель. Принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А132S6У3, для которого – расчетная частота вращения; – мощность электродвигателя.

2.4 Определяем передаточное число редуктора по формуле

;

.

Принимаем рекомендуемое значение передаточного числа согласно ГОСТ 2185-86 .

2.6 Уточняем частоту вращения на выходном валу редуктора по формуле

;

.

2.6 Вычисляем вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора

,

где

;

2.7 Вычисляем вращающий момент на тихоходном валу редуктора

,

где

;

3 Расчет зубчатой передачи редуктора [1]

3.1 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: нормализация для колеса, улучшение для шестерни.

3.2 Рассчитываем напряжение на контактную и изгибную выносливость зубьев.

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

,

где - допускаемое контактное напряжение, МПа, соответствующее базе испытаний ;

- коэффициент циклической долговечности.

Допускаемое напряжение выносливости зубьев при изгибе определяется по формуле

,

где - допускаемое напряжение при изгибе, МПа, соответствующее базе испытаний ;

- коэффициент циклической долговечности.

Для стали 45, нормализация, НВ 235…262: , , – для реверсивной передачи, – для колеса; улучшение НВ 269…302: , , – для реверсивной передачи, – для шестерни.

;

.

Так как и , то значение коэффициентов долговечности принимаем и .

Допускаемые напряжения по формулам и:

для колеса

для шестерни

3.3 Определение параметров передачи

3.3.1 Параметры закрытых передач начинают определять с вычисления межосевого расстояния по формуле

,

где - для стальных косозубых колес;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

- коэффициент ширины колеса.

При симметричном расположении колес относительно опор принимаем .

Определяем по формуле

;

.

Получаем при .

.

По СТ СЭВ 229-75 принимаем .

3.3.2 По эмпирическому соотношению определяем нормальный модуль

;

где - для косозубых передач;

мм - делительный диаметр колеса;

мм - ширина венца колеса;

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом;

Определяем по формуле (14) значение модуля:

По СТ СЭВ 310-76 принимаем m_n=1,5 мм.

3.3.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

;

получаем

;

.

3.3.4Находим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;

.

.

3.3.5 Уточняем угол наклона линии зуба

Из формулы:

;

;

3.3.6 Определяем число зубьев шестерни:

; (19)

.

3.3.7Определяем число зубьев колеса:

; (20)

.

3.3.8 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного :

; (21)

;

;

.

3.3.9 Определяем фактическое межосевое расстояние:

; (22)

.

3.4.1 Находим делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса по формулам

; (23)

; (24)

. (25)

Подставляя числовые значения получаем:

для шестерни

для колеса

3.4.2 Определяем ширину венца колеса:

; (26)

.

3.4.3 Определяем ширину венца шестерни:

; (27)

мм.

3.4.4 Проверим межосевое расстояние:

; (28)

.

3.4.5 Проверяем контактное напряжение:

; (29)

где К=376 – вспомогательный коэффициент;

- окружная сила зацепления;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

- коэффициент динамической нагрузки;

;

.

3.4.6 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса :

(30)

где m=1,5- модуль зацепления;

- ширина зубчатого венца колеса;

- окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

- коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

;

.

3.4.7 Вычисляем силы, действующие в зацеплении:

окружная сила

; (31)

;

осевая сила

; (32)

;

радиальная сила

, (33)

где - угол профиля в нормальной плоскости, ;

;

муфта:

на быстроходном валу:

; (34)

;

на тихоходном валу:

; (35)

.

4 Проектный расчет валов [3]

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям. Допускаемые напряжения принимают равными . Для быстроходного вала принимаем . Для тихоходного вала принимаем .

4.1 Геометрические размеры для быстроходного вала

4.1.1 Диаметр выходного конца вала определяется из соотношения

, (36)

где - вращающий момент.

,

принимаем .

Длина этой ступени определяется из соотношения

; (37)

,

принимаем .

4.1.2 Вторая ступень вала под уплотнения крышки с отверстием и подшипник

, (38)

где - высота буртика, .

; (39)

,

принимаем .

,

принимаем .

4.1.3 Третья ступень вала под шестерню

, (40)

где r – координата фаски подшипника, .

,

принимаем .

Длина ступени вала под шестерню определяется графически на эскизной компоновке.

4.1.4 Четвертая ступень вала под подшипник

;

, (41)

где В – ширина шарикоподшипника.

Так как , то выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники 307 средней серии, для которых , , , и .

Подставляя значения в формулу получаем

,

принимаем .

4.2 Геометрические размеры для тихоходного вала

4.2.1 Диаметр выходного конца вала

; (42)

,

принимаем .

вычисляем по формуле (37)

,

принимаем .

4.2.2 Вторая ступень вала под уплотнения крышки с отверстием и подшипник

По уравнениям (38) и (39)

,

принимаем .

,

принимаем .

4.2.3 Третья ступень вала под шестерню

По уравнению (40)

,

принимаем .

4.2.4 Четвертая ступень вала под подшипник

.

Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники 309 средней серии, для которых , , , и .

Подставляя значения в формулу получаем

,

принимаем .

Рисунок 2 – Эскиз быстроходного вала

Рисунок 3 – Эскиз тихоходного вала

4.3 Эскизная компоновка редуктора

Вычерчиваем эскиз на миллиметровой бумаге формата А1 в масшта- бе 1:1.

1 Для этого намечаем расположение проекций чертежа в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес.

2 Проведем оси проекций и осевые линии валов на межосевом расстоянии друг от друга.

3 Вычертим редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Прочерчиваем контур внутренней поверхности стенок корпуса с зазором (х) от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания. (х) вычисляется по уравнению

, (43)

где L вычисляется по формуле

; (44)

;

.

Для цилиндрического колеса определяем наружный диаметр и длину ступицы по формулам

; (45)

; (46)

,

принимаем .

,

принимаем .

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем .

5 Вычерчиваем ступени обоих валов на соответствующих осях по размерам и , полученными в проектном расчете валов, в последовательности от 3-й к 1-й. при этом длина 3-й ступени равна

; (47)

.

6 На 2-й и 4-й ступенях валов вычерчиваем основными линиями контуры подшипников.

7 Определяем расстояние и между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов по уравнениям

; (48)

;

.

Определяем расстояния

; (49)

;

.

8 Определяем точки приложения консольной силы

- расстояние от точки приложения реакции смежного подшипника до середины выходного конца вала, вычисляется по формуле

; (50)

.

- расстояние от точки приложения реакции смежного подшипника до выходного конца вала, вычисляется по формуле

; (51)

.

9 Проверяем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры, выполняем таблицу и основную надпись.

5 Расчет корпуса [1]

5.1 Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

5.1.1 Толщина стенки корпуса

; (52)

,

принимаем .

5.1.2 Толщина стенки крышки корпуса редуктора

; (53)

,

принимаем .

5.1.3 Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса редуктора

; (54)

,

принимаем .

5.1.4 Толщина нижнего пояса (фланца) крышка редуктора

(55)

принимаем .

5.1.5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

(56)

принимаем .

5.1.6 Толщина ребер жесткости основания корпуса редуктора

(57)

принимаем .

5.1.7 Диаметр фундаментных болтов

(58)

принимаем .

5.1.8 Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)

(59)

принимаем .

5.1.9 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

(60)

принимаем .

5.1.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

(61)

принимаем .

Ширину пояса назначают на 2…8 мм меньше K, принимаем .

5.1.11 Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

(62)

принимаем .

5.1.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору

(63)

принимаем для быстроходного и тихоходного валов.

5.1.13 Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

принимаем .

5.1.14 Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора)

(64)

принимаем .

6 Проверочный расчет подшипников [3]

6.1 Быстроходный вал

Определим консольную нагрузку по формуле

; (65)

,

принимаем .

6.1.1 Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 4).

Рисунок 4 – Схема нагружения быстроходного вала

6.1.1.1 Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

;

; (66)

.

;

; (67)

.

Проверка:

; (68)

Следовательно реакции найдены правильно.

6.1.1.2 Определяем размер изгибающих моментов в характерных точках 1, 2 и 3:

; (69)

; (70)

. (71)

.

6.1.1.3 Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

; (72)

;

6.1.1.4 Определяем моменты изгибающих моментов в характерных точках 1, 2 и 3:

; (73)

; (74)

; (75)

6.1.1.5 Определяем крутящий момент

; (76)

.

6.1.2 Определяем суммарные радиальные реакции

; (77)

;

; (78)

.

6.1.3 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

; (79)

;

; (80)

.

6.1.4 Проверим пригодность подшипника 307 быстроходного вала редуктора. Частота вращения кольца подшипника . Осевая сила в зацеплении . Характеристика подшипника: , , , , , , , . Подшипники установлены по схеме в распор.

6.1.4.1 Определим отношение

,

где . Принимаем .

6.1.4.2 Определяем отношение

,

где .

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

; (81)

.

6.1.4.3 Определяем динамическую грузоподъемность по соотношению

; (82)

.

Подшипник 307 пригоден.

6.1.4.4 Определяем долговечность подшипника по формуле

; (84)

.

6.2 Тихоходный вал

Определим консольную нагрузку по формуле

; (85)

.

6.2.1 Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 4).

Рисунок 4 – Схема нагружения тихоходного вала

6.2.1.1 Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

;

; (86)

.

;

; (87)

.

Проверка:

; (88)

Следовательно реакции найдены правильно.

6.2.1.2 Определяем размер изгибающих моментов в характерных точках 1, 2 и 3:

;

; (89)

. (90)

6.2.1.3 Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

;

; (91)

.

;

; (92)

.

Проверка:

; (93)

Следовательно реакции найдены правильно.

6.2.1.4 Определяем размер изгибающих моментов в характерных точках 1, 2 и 3:

;

; (94)

. (95)

6.2.1.5 Определяем крутящий момент

.

6.2.2 Определяем суммарные радиальные реакции по формулам

; (96)

;

; (97)

.

6.2.3 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях по формулам и

;

.

6.2.4 Проверим пригодность подшипника 309 средней серии тихоходного вала редуктора. Частота вращения кольца подшипника . Осевая сила в зацеплении . Характеристика подшипника: , , , , , , , . Подшипники установлены по схеме в распор.

6.2.4.1 Определим отношение

,

принимаем .

6.2.4.2 Определяем отношение

.

6.2.4.3 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника по формуле (81)

.

6.2.4.4 Определяем динамическую грузоподъемность по формуле (82)

.

Подшипник 309 пригоден.

6.2.4.5 Определяем долговечность подшипника по формуле (83)

.

7 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений [3]

7.1 Быстроходный вал

Для подбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 , , , .

Подберем длину шпонки

; (98)

;

; (99)

,

принимаем .

7.2 Тихоходный вал

7.2.1 Для подбираем призматическую шпонку , , , .

Подберем длину шпонки

;

,

принимаем .

7.2.2 Для подбираем призматическую шпонку , , , .

Подберем длину шпонки

;

,

принимаем .

8 Уточненный расчет валов [3]

8.1 Наметим опасные сечения валов

Наметим два опасных сечения на каждом валу: одно под посадку колеса (шестерней); втрое под посадку подшипника.

8.2 Определим источники концентрации напряжений в опасных сечениях. Опасным сечением быстроходного и тихоходного валов является посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью между второй и третьей ступенью с буртиком, вычисляемый по формуле

; (100)

для быстроходного вала

;

для тихоходного вала

.

Концентрацию напряжений на третьей ступени определяют: для тихоходных валов – шпоночный паз; для быстроходного вала – шлицы.

8.3 Определение нормальных напряжении

8.3.1 Сечение тихоходного вала под ступицу колеса

, (101)

где определяется по формуле

; (102)

.

Подставляя значения в формулу (101)

.

8.3.2 Сечение тихоходного вала под посадку подшипника

; (103)

.

Подставляя значения в формулу (101)

.

8.3.3 Сечение быстроходного вала под шестерней

; (104)

;

по формуле (101)

.

8.3.4 Сечение быстроходного вала под посадку подшипника

По формуле (103)

;

по формуле (101)

.

8.4 Определяем касательные напряжения

8.4.1 Сечение тихоходного вала под ступицу колеса

По формуле

, (105)

где определяется по формуле

; (106)

;

по формуле (105)

.

8.4.2 Сечение быстроходного тихоходного вала под шестерней

По формуле(107)

;

;

по формуле (105)

.

8.4.3 Сечение тихоходного вала под посадку подшипника

По формулам (107) и (105)

;

.

8.4.4 Сечение быстроходного вала под посадку подшипника

;

.

8.5 Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетных сечений валов

8.5.1 Для быстроходного вала

;

,

принимаем и .

8.5.2 Для тихоходного вала

;

,

принимаем и .

8.6 Определим - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: для быстроходного вала , для тихоходного .

8.7 Определим отношения и

8.7.1 Для тихоходного вала

;

.

8.7.2 Для быстроходного вала

;

Дата добавления: 2015-08-29