Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

ТехМех метода Расчет зубчатого цилиндрического редуктора Вербецкая 2017

.pdf
Скачиваний:
8
Добавлен:
09.07.2019
Размер:
1.52 Mб
Скачать

Министерство образования и науки Мурманской области

Государственное автономное профессиональное образовательное учреждение Мурманской области

«Кольский транспортный колледж» (ГАПОУ МО «КТК»)

СОГЛАСОВАНО

УТВЕРЖДАЮ

предметноцикловой комиссией

Директор ГАПОУ МО «КТК»

_технического цикла_____

_______________ В.В. Соловьев

(наименование комиссии)

«____»_______________ 20__ г.

Протокол № _1__

 

от «_01»__сентября__2017__г.

 

Методические указания и пример расчета цилиндрического зубчатого редуктора

с горизонтальным расположением валов, выходной мощностью 4 кВт

По дисциплине

«Техническая механика»

для специальностей: 23.02.03 "ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ И РЕМОНТ АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА"

23.02.04 ТEХНИЧЕСКАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПОДЪЕМНОТРАНСПОРТНЫХ, СТРОИТЕЛЬНЫХ, ДОРОЖНЫХ МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ

Автор:

Вербецкая Лариса Алексеевна

Должность:

преподаватель спецдисциплин

Категория:

высшая

г. Кола 2017

Содержание

1.Техническое задание

2.Введение

3.Расчет мощности и подбор двигателя

4.Расчет основных кинематических характеристик элементов редуктора

5.Расчет геометрических характеристик передач

6.Предварительный расчет валов. Выбор материала валов. Подбор подшипников

7.Расчет элементов конструкций

8.Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

9.Подбор соединительной муфты

10.Подбор смазки и уплотнения валов

11.Сборка и регулировка основных узлов редуктора

12.Список литературы

1. Техническое задание:

Выполнить проектный расчет (упрощенный) двухступенчатого зубчатого

редуктора по следующим исходным данным:

Частота вращения выходного вала nвых = 90 об/мин Мощность на выходном валу редуктора – 4 кВт

Структурная схема редуктора с электроприводом

М1

Э

 

 

 

2 П 3

Т

4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

х

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Т

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

х

БП

n1

 

n2

 

n3

 

 

 

 

 

Обозначения валов: Э – вал электродвигателя Б – быстроходный, входной вал редуктора П – промежуточный вал Т – тихоходный, выходной вал редуктора 1 – электродвигатель 2 – муфта соединительная 3,4 – зубчатые колеса

Расположение валов горизонтальное.

Редуктор выполнен по трехвальной схеме, помещен в единый корпус, шипы валов опираются на однорядные роликовые подшипники.

2. Введение

Цель работы:

1.Ознакомиться с конструкциями существующих редукторов

2.Определить основные геометрические и кинематические характеристики цилиндрического зубчатого редуктора

3.Получить практические навыки работы со справочной литературой, нормативными документами, научиться применять справочные данные для решения конкретных практических задач.

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

Основное назначение редуктора – понижение угловой скорости (частоты вращения) и соответственно повышение вращающего момента на ведомом валу по сравнению с моментом на ведущем валу.

Электромеханический привод состоит из двигателя с редуктором, соединенных между собой муфтой, привод в виде установки размещается на литой плите или сварной раме. В зависимости от вида передач, которые используются в редукторе, различают зубчатые цилиндрические, зубчатые конические, червячные и комбинированные редукторы.

В зависимости от числа ступеней они могут быть одноступенчатыми, двух- и трехступенчатыми, с горизонтальной и вертикальной компоновкой, с одинарной или сдвоенной ступенью.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещены зубчатые или червячные передачи, закрепленные на валах. Передача движения от колес к валам и наоборот производится с помощью шпонок, шестерни могут быть выполнены конструктивно зацело с валом. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса. Подшипники удерживаются от осевого смещения крышками, которые с двух сторон привернуты винтами к корпусу редуктора.

Всерийном производстве широко распространены стандартизованные литые корпуса редукторов. Чаще всего в тяжёлой промышленности и машиностроении применяются корпуса из литейного чугуна, реже из литейных сталей. Когда требуется максимально облегчить конструкцию, применяют легкосплавные корпуса. На корпусе редуктора чаще всего имеются места крепления - лапы и/или проушины, за которые перемещают и/или крепят редукторы к основанию. На корпусах редукторов зачастую располагают конструкционные элементы, предотвращающие увеличение давления внутри редуктора, возникающее от нагрева редуктора при его работе, контрольные отверстия уровня масла, закрытые резьбовыми пробками, контрольные щупы и т.д.

Вштучном производстве широко используются сварные корпуса, позволяющие получать индивидуальные конструктивные решения.

Для уменьшения потерь на трение детали передач смазываются маслом, которое заливают непосредственно в картер редуктора. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Масло заливается через контрольное отверстие уровня масла. Это отверстие закрывается крышкой с пробкой-отдушиной, через которую из редуктора улетучиваются пары разогретого масла. Загрязненное масло удаляется через сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для предотвращения выбросов масла из редуктора на входном и выходном валах устанавливаются уплотнения в виде резиновых манжет.

Все детали редуктора разделяются на оригинальные и стандартные. Оригинальные - это детали передач: шестерни, колеса, червяки, валы, корпус редуктора. Для определения размеров валов и колес выполняются проектные расчеты, которые затем подтверждаются проверочныхми расчетами. Размеры элементов корпуса принимают в основном конструктивно. Стандартные изделия (шпонки, подшипники, муфты) подбирают по размерам валов и для них выполняют только проверочные расчеты. Остальные детали (крышки, маслоуказатель, пробки, уплотнения

передаточное число всего редуктора
частота оборотов выходного вала, об/мин

и т.д.) и их размеры назначают конструктивно.

Цилиндрические зубчатые передачи отличаются надёжностью и имеют высокий ресурс эксплуатации. Их достоинства: практически неограниченная передаваемая мощность, малые габариты и вес, стабильное передаточное отношение, высокий к.п.д., который составляет обычно 0,97-0,98. К недостаткам относят шум при работе на высоких скоростях в прямозубых передачах, сравнительно невысокое передаточное отношение с одной ступени зубчатой передачи.

Различают прямозубые, косозубые и шевронные цилиндрические передачи, по конструкции зубчатых колес. Если необходимо изменить плоскость передаваемого крутящего момента или направление выходного вала, применяют конические зубчатые передачи, с пересекающимися или скрещивающимися осями валов. Если необходимо выполнить компактный редуктор со значительным передаточным числом, проектируют червячный редуктор или червячную ступень.

Если максимальное передаточное отношение, получаемое с одной ступени зубчатого редуктора не превышает 5, то передаточное число червячного редуктора может быть равно числу зубьев червячного колеса в случае применения однозаходного червяка. Однако при проектировании червячных ступеней следует помнить о значительно больших потерях на трение, значительном износе червячной пары и более низком к.п.д. червячного редуктора по сравнению с зубчатым.

3. Расчет мощности и выбор электродвигателя

3.1.Определение общего КПД привода

ŋ привода = ŋ 2зуб ŋ 3подш ŋ муфты ,

где ŋ зуб – кпд одной ступени зубчатой передачи, 0,97

ŋ подш – кпд одной пары подшипников, 0,99

ŋмуфты = 0,98

Для нашего случая:

ŋприв = 0,972 • 0,993 • 0,98 = 0,895

3.2. Определение расчетной мощности двигателя

Рдв = Рвых / ŋ привода = 4000/0,895 = 4469Вт = 4,47 кВт

3.3 Определение частоты вращения вала электродвигателя:

nвх = nвых uред , где nвх частота оборотов вала электродвигателя nвых

uред

в свою очередь, uред = uбыстр uтих , где

uбыстр передаточное число быстроходной ступени; uтих- передаточное число тихоходной ступени.

Используя данные справочника [1], выбираем рекомендуемые значения передаточных отношений быстроходной и тихоходной ступеней:

uтих = (2,5…5); uбыстр = (3,15…5),

таким образом, минимальный и максимальный пределы частот оборотов электродвигателя

nвх = nвых uред = 90 (2,5…5) (3,15…5) = 708,75…2250 об/мин.

Исходя из мощности и ориентировочных значений частот вращения, используя Приложение 1, выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А, его силовые характеристики и габаритные размеры.

Мощность электродвигателя – 5,5 кВт Синхронная частота – 1000 об/мин.

3.4. Определение общего передаточного числа привода и передаточных чисел ступеней:

общее передаточное число редуктора uред= nвх/ nвых = 1000 /90 = 11,11

чтобы разбить его по ступеням, воспользуемся рекомендациями справочника [1]

uтих = 0,88 uред = 0,88 11,11= 0,88•3,334= 2,93 ; принимаем uтих=3 uбыстр = uред/uтих uбыстр =11,11 /3 = 3,7

4.РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК РЕДУКТОРА

Таблица 1

Вал

Мощность, Р,кВт

Частота вращения,

Угловая скорость,

Вращающий

 

 

n, об/мин

С-1

момент, Мкр,

 

 

 

 

Нм

 

 

 

 

 

1 - Э

Р Э = 5,5 кВт

1000

104,67

52,55

2 - Б

Р Б = 5,39 кВт

1000

104,67

51,50

3 – П

Р П = 5,02 кВт

270

28,26

177,64

4 - Т

Р Т = 4,82 кВт

90

9,42

511,68

Мощность на валу Б рассчитывается как

РБ = РЭ Ŋмуфты ,

где РЭ – мощность вала электродвигателя, Ŋмуфты КПД муфты, (см. п. 1.1)

При переходе через одну пару зацепления она уменьшается на величину потерь на трение в этой паре (ŋзуб ). Кроме того, передаваемую мощность снижают потери на трение в каждой паре

подшипников ( ŋп ). Так, на промежуточном валу мощность составит

РП = РБ• ŋ2зуб ŋп ,

где РБ – мощность на быстроходном валу, ŋзуб = 0,97 - кпд зубчатой ступени, ŋп = 0,99 - кпд пары подшипников. Соответственно,

РТ = РП • ŋзуб ŋп

На ведомом валу мощность достигнет минимального значения. Частота вращения валов также последовательно понижается (см. назначение редукторов).

Так,

nБ = nдвиг ; nП =

nБ /uбыстр, nТ = nП/ uтих

На ведомом валу редуктора она примет минимальное значение.

Угловая скорость каждого из валов определяется по формуле

 

ω =

π n ,

30

где n – число оборотов вала в минуту; π = 3,14Вращающий момент на каждом валу

определяется по формуле М = Р1000

ω

Где Р – мощность, передаваемая валом, кВт ω - угловая скорость вращения в радианах за секунду, рад/сек

Данные расчетов сводим в таблицу 1.

5. РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ПЕРЕДАЧ

5.1. Выбор модуля зацепления и числа зубьев.

Модулем зацепления m называют часть делительной окружности, приходящаяся на один зуб колеса, выраженная в миллиметрах.

Для силовых передач величину модуля зубчатого зацепления рекомендуют принимать m >1,5.

(см. рекомендации по выбору модуля, [1]). Величину модуля выбирают из стандартного ряда, ГОСТ 9563-60 (см. Приложение 1.) Назначаем модуль m1 = 2,5 мм, m2 = 3мм

Из условия отсутствия подрезания основания ножки зуба и для уменьшения шума в быстроходных передачах выбираем числа зубьев шестерен первой ступени (Z <17):

Z= 30; второй ступени Z= 24. Числа зубьев колес рассчитывают из соотношения

Z= Zuбыстр = 303,7 = 111 ; Z= Zuтих = 24 3 = 72

Из двух зубчатых колес, находящихся в зацеплении, меньшее принято называть шестерней, большее – колесом.

Одним из основных параметров, определяющих размер зубчатого колеса (шестерни), является

диаметр делительной окружности D. Это расчетная величина. Делительной является окружность, по которой обкатывают друг друга два колеса, находящиеся в зацеплении. Кроме

диаметра делительной окружности, определяют диаметр вершин зубьев DA

и диаметр

впадин зубьев DF

 

d = Z m; da = d + 2m; df = d – 2,5m

 

Шагом зацепления Р называется расстояние между двумя одноименными точками двух соседних зубьев, измеренное по делительной окружности.

P = π m, где π = 3,14

Передаточное число ступени U – это соотношение чисел оборотов валов или обратное отношение чисел зубьев шестерен, оно показывает, во сколько раз быстрее или медленнее вращается ведомый вал ступени по сравнению с ведущим.

U = n1/n2 = Z2/Z1

Передаточное число отрицательно, если направление вращения ведомого колеса противоположно направлению вращения ведущего колеса (для наружного зацепления), и положительно, если направления вращения совпадают (для внутреннего зацепления).

Для многоступенчатых передач общее передаточное отношение многоступенчатой передачи

Uред = U1U11U111,

где U1 – передаточное число первой ступени, U11 – передаточное число второй ступени, и т.д.

Данные расчетов параметров зацепления вносим в таблицу 2.

Таблица 2

 

 

 

Ступень

Параметр

 

Расчетная формула

1

2

 

 

 

(быстр)

(тих)

Модуль зацепления стандартный,

m (по ГОСТ 9563-60)

m 1 = 2,5

m 2 = 3

мм

 

 

 

 

Числа зубьев

шестерни

______

Z= 30

Z= 24

 

 

 

 

 

 

колеса

 

Z= 111

Z= 72

Межосевое расстояние, мм

а = 0,5 m (Z1+Z2)

а1 = 176,25

а2 = 144

Диаметр делительной

шестерни

d = Z m

d = 75

d = 72

окружности, мм

 

 

 

колеса

d = 277,5

d = 216

 

 

 

Диаметр окружности

шестерни

da = d + 2m

d 1аш = 80

d 2аш = 78

вершин, мм

колеса

d 1ак = 282,5

d 2ак = 222

 

 

 

Диаметр окружности

шестерни

df = d – 2,5m

d 1fш = 68,75

d 2fш = 64,5

впадин, мм

 

 

 

колеса

d 1fк = 271,2

d 2fк = 208,5

 

 

 

Шаг зацепления, мм

 

P = π m

Р1 = 7,85

Р2 = 9,42

 

 

 

 

 

 

 

 

Межосевое расстояние редуктора

аред= а1 + а11

аред= 320,25

5.2.Расчет ширины зацепления.

Ширина зацепления для первой ступени

b = ψbd d= 0,8 62,5 = 50мм,

где ψbd коэффициент ширины зацепления, равный 0,8

Принимаем b = 50мм. Тогда ширина колеса b= b = 50мм, ширина шестерни b= 50+(2…5) = 52мм

Для второй ступени из расчета b = 57,6мм, , принимаем b = 58мм, тогда ширина колеса 58мм, ширина шестерни 60мм.

5.3.Выбор материала шестерен.

Материал шестерен выбираем, пользуясь приложением 6, с учетом способа получения заготовок, размеров колеса прочностных характеристик.

Шестерни - сталь 40Х, твердость по Бринеллю 269…302, предел прочности 900МПа, предел текучести 750 МПа, зубчатые колеса – сталь 40ХН, твердость по Бринеллю 269…302, предел прочности 920МПа, предел текучести 750 МПа, термическая обработка – улучшение.

6. Предварительный расчет валов. Выбор материала валов. Подбор подшипников.

Таблица 3

Вал

Вращающий

Расчетное

Действительные

Типораз

Размеры

 

момент,

значение

значения

меры

подшипник

 

Мкр, Нм

диаметра вала,

диаметров

подшип

ов

 

 

мм

участков валов,

ников

d\D\B

 

 

 

мм

ГОСТ

 

 

 

 

(ГОСТ 6636-69)

 

 

1 - Э

52,55

32

32

-

-

2 – Б (вал-шестерня)

51,50

21,6

dп = 25, dм = 32

7205А

25х52х15

 

 

(принимаем 32)

 

 

 

3 –П (вал-шестерня)

177,64

38,9

dп = 40, dк = 45

7208А

40х80х20

4 - Т

511,68

46,8

dп = 50, dк = 55

7210А

50х90х21

6.1.Предварительный расчет валов.

Вприведенной курсовой работе выполнен только предварительный расчет валов, проверочный расчет не выполнен.

Диаметры участков валов определяют из условия прочности материала валов на кручение. Условие прочности:

τ = Мкр /W < [τкр],

из этого соотношения находим W

W = Мкр /[τкр],

где Мкр – крутящий момент на валу, нм, W- осевой момент сопротивления кручению, мм3,

[τкр] - допустимое напряжение при расчетах на кручение, Мпа Для однородного круглого сечения

W = π d3/16,

где d – диаметр вала, мм

Из этого соотношения находят диаметры шеек валов:

3 ________________

d = 16• W/ π

Таким образом, для каждого вала определяют расчетные значения диаметров. Действительные значения диаметров выбирают из стандартного ряда согласно ГОСТ 6636-69 (см. приложение), а также учитывая стандартные размеры диаметров подшипников (см. приложение), и заносят в таблицу (выбирают ближайшее большее стандартное значение).

В данной работе расчет диаметров ступеней валов под уплотнение, под зубчатые колеса, а также диаметров упорных буртов не выполняется.

Для расчета диаметра ведущего и ведомого валов допускаемое напряжение при расчетах

на кручение ]=25 Мпа (H/мм2) .

Расчет промежуточного вала производим по пониженным допускаемым напряжениям

] = 15 МПа (H/мм2)

Валы ступенчатые. Участок быстроходного вала (вал-шестерня) под подшипниками: выбираем

диаметр 25мм, участок под соединительную муфту – 32мм.

Участок промежуточного вала (вал-шестерня) под подшипниками: выбираем 40мм, участок под

колесом, т.к. сечение ослаблено шпоночным пазом, увеличим на 3…5мм, выбираем 45мм.

Диаметр выходного вала (Т) принимаем 50мм, под колесо – 55 мм.

Выбираем материал валов - легированная сталь 40ХН (ГОСТ 4543-71), твердость НВ 240…270

6.2. Подбор подшипников

Ведущий вал.

Подшипники роликовые радиальные с короткими коническими роликами, однорядные. Тип 7205А, ГОСТ 333-79 (ТУ 37.006.162-89), средняя серия d = 25, D = 52, B = 15, , грузоподъемность = 2960, ролики DT = 9.5, z = 13;

Промежуточный вал.

Подшипники роликовые радиальные с короткими коническими роликами, однорядные. Тип7208А, ГОСТ 333-79 (ТУ 37.006.162-89), средняя серия d = 40, D = 80, B = 20, грузоподъемность = 6100, ролики DT = 11.7, z = 12;

Ведомый вал.

Подшипники роликовые радиальные с короткими коническими роликами, однорядные.

Тип 7210А, ГОСТ 333-79 (ТУ 37.006.162-89), средняя серия d = 50, D = 90, B = 21,

грузоподъемность = 10200