Редуктор прямозубый цилиндрический

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение  угловой скорости и повышение  вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также рассчитать ременную передачу, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня, колесо, подшипники, вал и пр.

Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется с двигателем, выходной - с конвейером.

Выполнение курсового проекта  по деталям машин - первая самостоятельная творческая работа по решению комплексной инженерной задачи. Знания и опыт, приобретённые учащимися при выполнении этого проекта, являются базовой для выполнения курсовых по специальным дисциплинам и дипломному проектированию.

Вместе с тем работа над курсовым проектом по деталям машин подготавливает учащихся к решению более сложных задач общетехнического характера, с которыми будущий техник встретится в своей практической деятельности по окончанию учебного заведения.

 

 Выбор сорта масла

От правильности выбора смазочных  материалов, способов смазывания и  видов уплотнений в значительной степени зависит работоспособность  и долговечность механизмов. В  качестве смазочных материалов редукторных  передач и подшипников используют жидкие нефтяные и синтетические  масла, а также пластичные мази.

Выбор смазочных масел  для редукторных и других передач  промышленного оборудования производится главным образом по кинематической вязкости, измеряемой в сантистоксах - сСт (1сСт = 1мм²/с).

Для повышения стойкости  зубьев против заедания желательно применять масла высокой вязкости. Вязкость масла выбирают  в зависимости от окружной скорости, нагрузки и  материала зубьев. Чем больше нагрузка и меньше скорость, тем выше должна быть вязкость масла. Ориентировочно необходимая вязкость смазочного материала может быть подобрана по эмпирической формуле:

-рекомендуемая кинематическая  вязкость смазки при температуре  50° и заданной средней окружной  скорости

-рекомендуемая вязкость при v=1 м/с

=120…130 мм²/с;

   

Марку масла с необходимой  вязкостью в зависимости от окружной скорости зубчатых передач выбирают по табл. 10.8

Зная требуемую вязкость, принимают  марку масла по табл. 10.10

выбираем индустриальное масло И-100А (ГОСТ 20799-75)

Для смазки подшипников  применяют «Литол – 24»

Для слива масла предусматривается  сливное отверстие, закрываемое  пробкой.

 

Предварительный расчёт валов

Производят по деформации кручения по пониженным напряжениям

 

Ведущий вал

Принимаем

 

Выбираем  диаметр вала:

Шестерня  выполнена заодно с валом.

Учитываем влияние изгиба вала от натяжения  ремня.

Ведомый вал

Принимаем

 

Выбираем  диаметр вала:

 

 

 

 

Кинематический расчет

N₃=4.5 кВт – мощность на ведомом валу

n₃=120 об/мин – число оборотов ведомого вала

 

Выбираем двигатель АИР 132S6  1000 об/мин, 5,5 кВт, S – 2,2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

№ в	η об/мин	ω рад/с	Т Н∙м	N кВт
1	978	102,3	53,7	5,5
2	489	51,1	103,1	4,6
3	120	12,5	379,9	4,5

 

Расчет зубчатых колес редуктора

Сталь шестерни – 45, улучшение, НВ – 230

Сталь колеса – 45, улучшение, твердость  НВ – 200

К_HL = 1 коэффициент долговечности

S_H = 1,1 коэффициент безопасности

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни:

 

для колеса:

 

Для симметричного расположения колес относительно опор К_Hβ =1,15. Принимаем коэффициент ширины для прямозубых колес ψ_ba = 0,25

 

           Принимаем ближайшее значение  ГОСТ 2185 – 66 →a_w=250 мм

Нормальный  модуль зацепления: m_n = (0,01÷0,02) ∙ 250 = 2,5÷5 берем 4 мм ГОСТ 9563 – 66

Определяем число зубьев шестерни:

 

 

Основные  диаметры шестерни и колеса, диаметры делительные:

 

 

Проверка:

 

Диаметры вершин зубьев:

 

 

Диаметры впадин зубьев:

 

 

Ширина колеса:

 

Ширина шестерни:

 

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

Окружная скорость и степень  точности:

 

Коэффициент нагрузки:

коэффициент, учитывающий  расположение колёс относительно опор

 

Проверим контактное напряжение:

 

Силы действующие в зацеплении:

Окружная:  

Радиальная:

 

проверка зубьев на выносливость:

 

 

 

Предел выносливости при эквивалентном числе циклов:

для шестерни:   
для колеса:

Допускаемые напряжения:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет плоскоременной передачи

Частота вращения ведущего вала (шкива): n₁=978 об/мин

Вращающий момент на ведущем валу: Т₁=53,7 Н∙м

Диаметр ведущего шкива  ⟹выбираем стандартный диаметр (ГОСТ – 17383 – 70) – 250 мм

ε=0,01 для передач с регулируемым натяжением ремня

Диаметр ведомого шкива:

выбираем  стандартный диаметр (ГОСТ – 17383 – 70) – 500 мм

 

 

Межосевое расстояние шкивов: a = 2 ∙ (d₁+d₂) = 2 ∙ (250+500)=1500 мм

Угол обхвата малого шкива:

 

Длина ремня:

 

 

 

 

Выбираем  ремень Б – 800: число прокладок z – 4; толщина прокладки δ⁰ – 1,5 мм; наиболее допускаемая нагрузка на одну прокладку ρ₀ – 3 Н/мм;

δ = δ⁰ ∙ z = 1,5 ∙ 4 = 6 мм ⟹ проверяем выполнение условия δ ≤ 0,025 ∙ d₁ = 0,025 ∙ 250 = δ ≤ 6,25 мм – условие выполнено.

Коэффициент угла обхвата: С_α = 1- 0,003 ∙ (180⁰ – α₁) = 1 – 0,003 ∙ (180 – 170) =  0,97

 

 

 

 

 

 

Коэффициент, учитывающий влияния скорости ремня:

 

С_р = 1,0 коэффициент режима работы

С_β = 1 коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи при наклоне до 60⁰

Допускается рабочая  нагрузка на 1 мм ширины прокладки, Н/мм:

 

 

принимаем ремень b = 50 мм (ГОСТ 6982 – 75)

 

Натяжение ветвей, Н:

 

 

 

 

Е_n = 50…80 МПа для хлопчатобумажных ремней

Напряжение  от центробежной силы, ρ = 1100…1200 МПа

 

Максимальное  напряжение, МПа:

 

Условие σ_max≤5МПа выполнено (для хлопчатобумажных ремней)

Проверка  долговечности ремня:

 

С_i – коэффициент учитывающий влияние передаточного отношения

 

С_n = 1 при постоянной нагрузке

Рекомендуемое время работы (Н₀) не менее 2000 ч.

 

 

 

 

 

Расчет основных размеров

зубчатого колеса

Диаметр ступицы:          

Длина ступицы:       

Толщина обода:      

Толщина диска:      

 

 

Центр окружности: 

 

Расчет шкива

Ведомый шкив

Ширина шкива плоскоременной передачи:

B=(1,1….1,5)∙b=(1,1….1,5)∙50=58 мм

Толщина обода: 

Диаметр ступицы шкива. Чугунная ступица:

 

Длина ступицы: 

берем стандартный 58 мм.

Ведущий шкив

B=58 мм

 

 

Толщина диска шкива:

 

 

 Шпонки

Ведущий вал

 

Поперечное сечение шпонки: b=10 мм

Высота шпонки: h=13 мм

Глубина паза вала:

 

 

Ведомый вал

 

 

 

 

 

Определение долговечности

 подшипника 

Ведущий вал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
 
 

 

 

 

 

 
 
 

 

Поделим вал  на участки

   

 

z = 0;        

z = l₁;      

   

z = 0;        

z = l₁;        

 

 

 

z = 0;

 

 

 

 

 

 

z = 0;        

z = l₃;      

 

z = 0;        

z = l₃;      

 

 

Ведомый вал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
 

 

 

 

 

 

 

 

   

z = 0;        

z = l₁;      

   

z = 0;        

z = l₁;      

 

 

 

z = 0;        

z = l₂;            

 

z = 0;        

z = l₂; 

 
 

 

Ведущий вал

Суммарные реакции:

 

 

Предварительно  подбираем подшипники по более нагруженной  опоре: радиальный однорядный шариковый №210

d/мм	D/мм	B/мм	r	Cr/кН	С0/кН
50	90	20	2	35,1	19,8

Определяем  эквивалентную динамическую нагрузку. При отсутствии осевой нагрузки x=1 y=0

 

V = 1 при вращающимся внутреннем кольце

К_δ – коэффициент безопасности, в данном случае 1,4

Базовый расчетный ресурс:

 

Скорректированный ресурс:

 

Ресурс  в часах:

 

Ведомый вал

Суммарные реакции:

 

 

Предварительно  подбираем подшипники по более нагруженной  опоре: радиальный однорядный шариковый №112

d/мм	D/мм	B/мм	r	Cr/кН	С0/кН
60	95	18	2	29,6	19,8

Определяем  эквивалентную динамическую нагрузку. При отсутствии осевой нагрузки x=1 y=0

 

V = 1 при вращающимся внутреннем кольце

К_δ – коэффициент безопасности, в данном случае 1,4

Базовый расчетный ресурс:

 

Скорректированный ресурс:

 

Ресурс  в часах:

 

 

Уточненный  расчет валов

Ведущий вал.

Сечение А-А

Диаметр заготовки 108 мм. Среднее значение σ_в = 730 МПа.

Предел выносливости при  симметричном цикле изгиба σ_-1≈0,43·σ_в = 0,43·730 = 314 МПа;

Предел выносливости при  симметричном цикле касательных  напряжений:

τ_-1 ≈ 0,58·σ_-1 =0,58·314 = 183 МПа;

Диаметр вала под посадку  шкива d=38 мм; глубина посадки шпонки t=10 мм;

 ширина шпонки b=10 мм;

 

Амплитуда и напряжение от нулевого цикла:

 

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

 

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

 

Суммарный изгибающий момент;

 

 

Амплитуда нормальных напряжений: 
 

 

Коэффициенты запаса прочности:

 

 

  Принимаем к_τ=1,6; ε_τ=0,73; ψ_τ=0,1;

 

 

Результирующий коэффициент  запаса прочности:

 

 

Сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлено посадкой подшипника с  гарантированным натягом:

 

Для сталей имеющих σ_в=600 – 700 МПа:  ψ_σ=0,2       ψ_τ=0,1

Изгибающий момент: М = F_b·l₁=1100·65=71.5·10³ H·мм