Редуктор цилиндрический двухступенчатый

РЕДУКТОР ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ ДВУХСТУПЕНЧАТЫЙ

Курсовой проект

 

 

Выполнил: студент гр. 4001

Никольский Д. П.

 

Руководитель проекта:

проф. Ташевский А.Г.

 

 

Санкт-Петербург 2012

Содержание

Введение……………………………………………………………………………………………………………………...4

1. Подготовка исходных данных к проектированию……………………………..5

1.1. Индивидуальное техническое задание на

проектирование редуктора…………………………………………………………………..5

1.2. Выбор электродвигателя……………………………………………….………………..……5

1.3. Определение силовых и кинематических параметров

редуктора…………………………………………………………………………………..………………….6

1.4. Выбор материала зубчатых колёс……………………………………………………7

1.5. Учёт режима работы и числа циклов……………………………………….…….8

1.6. Определение допускаемых напряжений…………………………………………..9

Результаты вычислений……………………………………………………………………….10

2. Расчёт передач…………………………………………………………………………………………………11

2.1. Расчёт межосевого расстояния для тихоходной и

быстроходной ступеней……………………………………………………………………...…11

2.2. Расчёт модуля зацепления………………………………………………………………..12

2.3. Расчёт параметров прямозубой передачи…………………………………13

2.4. Расчёт параметров косозубой передачи……………………………………14

2.5. Проверочный расчёт передач по контактным

напряжениям………………………………………………………………………………………………16

2.5.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной

ступени по контактным напряжениям………………………………17

2.5.2. Проверочный расчёт передачи быстроходной

ступени по контактным напряжениям…………………………….18

2.6. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба………………………….20

2.6.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной

ступени по напряжениям изгиба…………………………………………21

2.6.2. Проверочный расчёт передачи быстроходной

ступени по напряжениям изгиба……………………………………….21

2.7. Расчёт составляющих усилий в зацеплении…………………………..22

3. Конструирование цилиндрического двухступенчатого

редуктора……………………………………………………………………………………………………..……23

3.1. Расчёт подшипников качения…………………………………………………………..23

Расчёт нагрузок на подшипники…………………………………………………...24

Результаты вычислений…………………………………………………………………….26

3.2. Конструирование корпуса………………………………………………………………….27

3.2.1. Технологические требования……………………………………………….27

3.2.2. Жёсткость стенок корпуса…………………………………………………28

3.3. Определение размера крепёжных деталей и элементов

корпуса под них………………………………………………………………………………………29

3.4. Расчёт шпоночных соединений………………………………………………………..30

3.5. Проверочный расчёт валов…………………………………………………………………31

3.6. Расчёт и выбор посадок с натягом……………………………………………..32

3.7. Расчёт и выбор соединительной муфты……………………………………33

3.8. Расчёт и выбор рамы………………………………………………………………………..….34

4. Выбор смазки и тепловой расчёт…………………………………………………...........35

4.1. Выбор смазки……………………………………………………………………………………………..35

4.2. Расчёт масла на нагрев……………………………………………………………………..35

Литература……………………………………………………………………………………………………….……37

 

Введение

 

Целью курсового проекта является расчёт и проектирование двухступенчатого цилиндрического несоосного редуктора.

Редуктор – это механизм, служащий для понижения частоты вращения и повышения крутящего момента на выходном валу. Редуктор – это законченный механизм, соединённый с двигателем и рабочей машиной муфтами и другими разъёмными устройствами.

В пояснительной записке производится расчёт и обоснование основных параметров редуктора, расчёт зубчатых передач, выбор подшипников валов, соединительное конструирование корпуса редуктора и всего приводного устройства. Тихоходная ступень – прямозубая, быстроходная – косозубая.

Проект включает в себя расчётно-пояснительную записку на 37 листах и графическую часть.

 

 

1. ПОДГОТОВКА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ

1.1. Индивидуальное техническое задание на проектирование

Редуктора

Рис. 1. Схема двухступенчатого цилиндрического несоосного редуктора

Соединительные муфты:

1 – компенсирующая на быстроходном валу;

2 - компенсирующая на тихоходном валу.

 

Исходные данные:

Т_вых = 900 Н·м – вращающий момент на выходном валу редуктора;

ω_вых = 12 с^-1 – угловая скорость выходного вала редуктора;

L_h = 10000 ч – ресурс работы редуктора.

Режим работы редуктора – средний.

 

Выбор электродвигателя

 

Формула для определения требуемой мощности электродвигателя:

где - общий КПД привода (включая редуктор и

соединительные муфты на его внешних валах);

η₁ = 0,98 – КПД зацепления, х₁ = 2;

η₂ = 0,99 – КПД пары подшипников качения, х₂ = 3;

η₃ = 0,99 – КПД соединительных муфт, х₃ = 2;

η_Р = 0,98²·0,99³·0,99² = 0,913;

По каталогу выбираем асинхронный короткозамкнутый двигатель серии 4А мощностью Р_эл ≥ Р. Тип двигателя 4А132М4У3, с номинальной частотой вращения n_эл = 1460 об/мин, мощностью Р_эл = 11 кВт.

Номинальная угловая скорость электродвигателя:

ω_эл = π·n_эл/30 = 3,14·1460/30 = 152,813 с^-1.

 

Определение силовых и кинематических параметров редуктора

 

Общее передаточное отношение редуктора u_P:

и_P = ω_эл/ω_вых = 152,37/12 = 12,73.

Передаточное число тихоходной ступени и_Т определяем в зависимости от общего передаточного числа редуктора и_P по таблице:

u_Т = 3,3 при u_Р = 12,5.

Передаточное число быстроходной ступени и_Б:

u_Б = u_Р/u_Т = 12,5/3,3 = 3,79.

Вращающие моменты на тихоходном Т_Т, промежуточном Т_П и быстроходном Т_Б валах редуктора:

Т_Т = Т_вых = 900 Н·м;

Угловые скорости тихоходного ω_Т, промежуточного ω_П и быстроходного ω_Б валах редуктора:

ω_Б = ω_эл = 152,813 с^-1;

ω_П = ω_эл/и_Б = 152,813/3,79 = 40,32 с^-1;

ω_Т = ω_вых = 12 с^-1.

 

РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ

Расчёт модуля зацепления

 

По условию изгибной прочности:

где W_Ft – удельная округлённая нагрузка, Н/мм;

T₁ – крутящий момент на валу шестерни, Н·м;

Т₁ = Т_П для тихоходной ступени;

Т₁ = Т_Б для быстроходной ступени;

К_Fβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки

по длине зуба;

 

Y_F – коэффициент формы зуба колеса, Y_F =3,6;

Y_Е – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y_Е = 1 для прямозубых колёс, Y_Е = 0,8 для косозубых колёс;

Тогда:

Округляем до ближайшего стандартного:

m_T = 3,0 мм;

m_Б = 2,0 мм.

 

Напряжениям

Необходимое условие прочности:

где - коэффициент материала, для стальных

колёс z_M = 271 Н/мм²;

- коэффициент геометрии,

для прямозубых колёс

для косозубых колёс

z_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

для прямозубых колёс

для косозубых колёс

коэффициент торцового перекрытия

ε_α1 = z₁(tgα_a1 – tgα_tw)/(2π);

ε_α2 = z₂(tgα_a2 – tgα_tw)/(2π);

α_a – угол профиля в вершине зубьев;

α_a1 = arccos(d₁·cos20°/d_a1);

α_a2 = arccos(d₂·cos20°/d_a2);

α_tw – угол зацепления:

для прямозубых колёс

для косозубых колёс

- удельная расчётная

нагрузка, Н/мм;

для тихоходной ступени Т₁ = Т_П;

для быстроходной ступени Т₁ = Т_Б;

К_Hα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для прямозубых колёс

для косозубых колёс определяется по графику в

зависимости от V = 0,5ω₁·d_w1·10^-3 м/с;

К_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в

зацеплении, зависит от скорости V и от степени точности,

определяется по таблице (аналогично коэффициенту К_Hα).

 

2.5.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной ступени

По контактным напряжениям

 

где:

принимаем

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

 

По контактным напряжениям

 

где:

принимаем

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

 

2.6. Проверочный расчёт передач по напряжениям изгиба

Необходимое условие прочности:

где - удельная расчётная

окружная нагрузка, Н/мм;

для тихоходной ступени Т₁ = Т_П;

для быстроходной ступени Т₁ = Т_Б;

К_Fα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

К_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

Y_F – коэффициент формы зуба, в зависимости от

приведённого числа зубьев z_V = z/cos³β и коэффициента

смещения х:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

Y_β – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев β,

Y_β = 1 – β/140°:

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

 

2.6.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной ступени

По напряжениям изгиба

где

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

 

По напряжениям изгиба

где

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

 

Расчёт подшипников качения

Подшипники выбираем по требуемой динамической грузоподъёмности С и требуемому по условиям прочности диаметру вала d_В, а также учитываем условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника где m = 3 для шариковых подшипников, L – ресурс подшипника в миллионах оборотов, Р – эквивалентная нагрузка. Условия контакта рабочих поверхностей подшипника характеризуются параметром е, величина которого для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников выбирается по отношению F_a/C₀ (C₀ – статическая грузоподъёмность подшипника).

Р = F_rK_gj_э, где K_g – динамический коэффициент, j_э – коэффициент эквивалентной нагрузки, зависящий от режима. Выбранный по каталогу подшипник проверяем по условию F_a/F_r  e, а при невыполнении этого условия – по ресурсу L = (C/P)^m, где

Р = (ХF_r + YF_a)K_gj_э, где Х и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

 

 

Жёсткость стенок корпуса

Жёсткость корпуса характеризуется деформацией f под действием силы F.

Формула для технических расчётов деформации имеет вид:

f = k₀(Fl²(1 – μ²))/(Eδ³),

где k₀ – коэффициент, учитывающий конструктивные

особенности корпуса;

l – половина большего размера нагруженной грани корпуса;

Е – модуль упругости материала;

μ – коэффициент Пуассона.

Так как для больших размеров редукторов допускается большая деформация f, вводим относительную деформацию f/а, где а – наибольшее межосевое расстояние зубчатой передачи.

Для усреднённого редуктора f/а = К(а/δ)³, где К – постоянная для усреднённого редуктора.

Оптимальная толщина стенок, обеспечивающих достаточную жёсткость корпуса при любых конструктивных особенностях:

δ = (0,02…0,025)·160 = 3,2…4 мм;

принимаем значение толщины стенок редуктора δ = 8 мм.

Толщина стенки δ₁ под подшипник с наружным диаметром D:

δ₁ = (0,2…0,25)(D – d).

Для подшипника быстроходного вала:

δ₁ = (0,2…0,25)(62 – 25) = 7,4…9,25 = 9 мм.

Для подшипников промежуточного и тихоходного валов:

δ₁ = (0,2…0,25)(75 – 45) = 6…7,5 = 7 мм.

Толщина корпуса δ_Ф под фундаментными болтами и гайками шпилек δ_Ф = (0,9…1,1)d, где d – наружный диаметр резьбы болта или диаметр отверстия.

 

3.3. Определение размера крепёжных деталей и элементов корпуса под них

 

При соединении крышки корпуса с редуктором крепёжные элементы должны обеспечить равномерное распределение давления на поверхности стыка q = 2 H/мм².

Назначаем количество винтов z = 6.

Требуемое усилие затяжки одного винта:

F_зат = (qδ’l_пер)/z,

где δ’ – толщина стенки в стыке:

δ’ = (1,4…1,8)δ = (1,4…1,8)·8 = 11,2…14,4 = 12 мм;

l_пер – длина периметра стыка: l_пер = 828 мм;

F_зат = (2·12·828)/6 = 3312 Н.

Выбираем винт с шестигранным углублением.

Диаметр резьбы винта определяем проектным расчётом винта на прочность по расчётной силе F_р = 1,3F_зат = 1,3·3736 = 4305,6 Н.

Внутренний диаметр резьбы d₁:

где [σ] = 180 Н/мм² – допускаемое напряжение материала винта на растяжение;

принимаем d₁ = 8 мм.

Расчёт размеров фундаментных болтов:

где F_р = F_зат + χF_м;

F_зат = 15000 Н – усилие затяжки болта;

χ = 0,3 – коэффициент основной нагрузки;

F_м – усилие, возникающее от опрокидывающего момента

редуктора под действием вращающих моментов Т_Б на

быстроходном и Т_Т на тихоходном валах.

Для 4 фундаментных болтов F_м = (Т_Т – Т_Б)/2L, где L – длина корпуса редуктора: L = 450 мм;

F_м = (900 – 78,06)/2·465·10^-3 = 883,8 Н;

F_р = 3312 + 0,3·883,8 = 3577,14 Н;

принимаем d₁ = 12 мм; К = 14 мм; R = 18 мм; D = 35 мм.

Толщина корпуса δ_Ф под фундаментными болтами:

δ_Ф = (0,9…1,1)·12 = 12 мм.

 

Расчёт шпоночных соединений

Таблица 3

Наименование	Быстроходный	Тихоходный
1. Допускаемое напряжение смятия [σсм], Н/мм^2
2. Расчётная высота шпонки К = h – t, мм	2,5	8,5
3. Вращающий момент Т, Н·м	78,06
4. Диаметр вала d, мм
5. Расчётная длина шпонки , мм	18,92	31,37
6. Размеры шпонки: Ширина b, мм Толщина h, мм Длина l, мм Глубина паза вала t, мм	3,5	5,5

 

Проверочный расчёт валов

Таблица 4

Наименование	Сечение
Быстрох.	Промеж.	Тихоход.
1. Диаметр вала в рассчитываемом сечении d, мм
2. Изгибающий момент М = Т/2, Н·м	39,03		143,31
3. Крутящий момент Т, Н·м	78,06	246,49
4. Напряжение изгиба σи = (М·10^3)/(0,2d^3), Н/мм^2	18,33	7,86	24,7
5. Напряжение от кручения τкр = (Т·10^3)/(0,2d^3), Н/мм^2	36,65	15,276	49,38
6. Эффективный коэффициент концентрации напряжений: при изгибе Кσ при кручении Кτ	2,3 2,2
7. Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности	1,0
8. Коэффициент дополнительного упрочнения поверхности Кy
9. Коэффициент влияния асимметрии цикла на прочность детали ψτ	0,1
10. Масштабный коэффициент εσ = ετ	0,78	0,7	0,7
11. Запас прочности по усталостному разрушению: при изгибе при кручении Sτ = 2τ-1/[τкр(Кτ/Кy + ψτ)]	19,329 3,31	7,9	14,32 2,46
12. Эквивалентный запас прочности	3,26	7,78	2,42
13. Допускаемый запас прочности [S]	[S] = 1,5

Валы удовлетворяют условиям прочности.

 

Выбор смазки

 

С повышением скорости в зацеплении увеличиваются потери энергии на перемешивание масла и нагрев системы. Принцип назначения масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс: ν = 40 мм²/с.

Выбираем марку масла И-Г-А-46.

 

Расчёт масла на нагрев

Повышение температуры сопряжённых поверхностей кинематических пар зубчатых передач в результате работы сил трения вызывает падение защитных свойств масляного слоя. Во избежание повышения интенсивности изнашивания и для предупреждения опасных форм повреждения контактирующих поверхностей температура масла θ_М не должна превышать предельного допустимого значения [θ_{М max}], при котором масло ещё сохраняет защитные функции. Принимаем [θ_{М max}] = 80°…95°С. Для передач, работающих при постоянной нагрузке в течение времени, достаточного для появления установившегося теплового режима, надо обеспечить условие:

где θ_М – установившаяся температура масла;

Р_эл – мощность двигателя;

η – КПД редуктора;

θ_ОС = 20° – температура окружающей среды;

Ω – мощность теплового потока, отводимого от передачи в

окружающую среду:

Ω = К_НА_Н + К_обдА_обд;

К_Н – коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса, не

обдаваемого вентилятором, К_Н = 12…19 Вт/(м²·°С);

К_обд – коэффициент теплоотдачи при использовании

искусственного обдува, К_обд = 0 Вт/(м²·°С);

А_Н и А_обд – площадь поверхностей корпуса, омываемых

маслом, А_Н = 0,4 м²;

Ω = 15·0,4 = 6 Вт/°С;

Так установленная температура масла больше допускаемой, применим охлаждение центробежным вентилятором, тогда:

А_обд = 0,4 м²;

Ω = 15·0,4 + 56,92·0,4 = 28,76 Вт/°С;

 

 

Литература

1. Янсон А.А. Редуктор цилиндрический двухступенчатый. Методические указания к курсовому проекту «Детали машин» для студентов всех специальностей. – С-Пб.: ПИМаш, 2012.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Академия, 2004.

 

РЕДУКТОР ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ ДВУХСТУПЕНЧАТЫЙ

Курсовой проект

 

 

Выполнил: студент гр. 4001

Никольский Д. П.

 

Руководитель проекта:

проф. Ташевский А.Г.

 

 

Санкт-Петербург 2012

Содержание

Введение……………………………………………………………………………………………………………………...4

1. Подготовка исходных данных к проектированию……………………………..5

1.1. Индивидуальное техническое задание на

проектирование редуктора…………………………………………………………………..5

1.2. Выбор электродвигателя……………………………………………….………………..……5

1.3. Определение силовых и кинематических параметров

редуктора…………………………………………………………………………………..………………….6

1.4. Выбор материала зубчатых колёс……………………………………………………7

1.5. Учёт режима работы и числа циклов……………………………………….…….8

1.6. Определение допускаемых напряжений…………………………………………..9

Результаты вычислений……………………………………………………………………….10

2. Расчёт передач…………………………………………………………………………………………………11

2.1. Расчёт межосевого расстояния для тихоходной и

быстроходной ступеней……………………………………………………………………...…11

2.2. Расчёт модуля зацепления………………………………………………………………..12

2.3. Расчёт параметров прямозубой передачи…………………………………13

2.4. Расчёт параметров косозубой передачи……………………………………14

2.5. Проверочный расчёт передач по контактным

напряжениям………………………………………………………………………………………………16

2.5.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной

ступени по контактным напряжениям………………………………17

2.5.2. Проверочный расчёт передачи быстроходной

ступени по контактным напряжениям…………………………….18

2.6. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба………………………….20

2.6.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной

ступени по напряжениям изгиба…………………………………………21

2.6.2. Проверочный расчёт передачи быстроходной

ступени по напряжениям изгиба……………………………………….21

2.7. Расчёт составляющих усилий в зацеплении…………………………..22

3. Конструирование цилиндрического двухступенчатого

редуктора……………………………………………………………………………………………………..……23

3.1. Расчёт подшипников качения…………………………………………………………..23

Расчёт нагрузок на подшипники…………………………………………………...24

Результаты вычислений…………………………………………………………………….26

3.2. Конструирование корпуса………………………………………………………………….27

3.2.1. Технологические требования……………………………………………….27

3.2.2. Жёсткость стенок корпуса…………………………………………………28

3.3. Определение размера крепёжных деталей и элементов

корпуса под них………………………………………………………………………………………29

3.4. Расчёт шпоночных соединений………………………………………………………..30

3.5. Проверочный расчёт валов…………………………………………………………………31

3.6. Расчёт и выбор посадок с натягом……………………………………………..32

3.7. Расчёт и выбор соединительной муфты……………………………………33

3.8. Расчёт и выбор рамы………………………………………………………………………..….34

4. Выбор смазки и тепловой расчёт…………………………………………………...........35

4.1. Выбор смазки……………………………………………………………………………………………..35

4.2. Расчёт масла на нагрев……………………………………………………………………..35

Литература……………………………………………………………………………………………………….……37

 

Введение

 

Целью курсового проекта является расчёт и проектирование двухступенчатого цилиндрического несоосного редуктора.

Редуктор – это механизм, служащий для понижения частоты вращения и повышения крутящего момента на выходном валу. Редуктор – это законченный механизм, соединённый с двигателем и рабочей машиной муфтами и другими разъёмными устройствами.

В пояснительной записке производится расчёт и обоснование основных параметров редуктора, расчёт зубчатых передач, выбор подшипников валов, соединительное конструирование корпуса редуктора и всего приводного устройства. Тихоходная ступень – прямозубая, быстроходная – косозубая.

Проект включает в себя расчётно-пояснительную записку на 37 листах и графическую часть.

 

 

1. ПОДГОТОВКА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ

1.1. Индивидуальное техническое задание на проектирование

Редуктора

Рис. 1. Схема двухступенчатого цилиндрического несоосного редуктора

Соединительные муфты:

1 – компенсирующая на быстроходном валу;

2 - компенсирующая на тихоходном валу.

 

Исходные данные:

Т_вых = 900 Н·м – вращающий момент на выходном валу редуктора;

ω_вых = 12 с^-1 – угловая скорость выходного вала редуктора;

L_h = 10000 ч – ресурс работы редуктора.

Режим работы редуктора – средний.

 

Выбор электродвигателя

 

Формула для определения требуемой мощности электродвигателя:

где - общий КПД привода (включая редуктор и

соединительные муфты на его внешних валах);

η₁ = 0,98 – КПД зацепления, х₁ = 2;

η₂ = 0,99 – КПД пары подшипников качения, х₂ = 3;

η₃ = 0,99 – КПД соединительных муфт, х₃ = 2;

η_Р = 0,98²·0,99³·0,99² = 0,913;

По каталогу выбираем асинхронный короткозамкнутый двигатель серии 4А мощностью Р_эл ≥ Р. Тип двигателя 4А132М4У3, с номинальной частотой вращения n_эл = 1460 об/мин, мощностью Р_эл = 11 кВт.

Номинальная угловая скорость электродвигателя:

ω_эл = π·n_эл/30 = 3,14·1460/30 = 152,813 с^-1.