Короткий опис редуктора, що проектується

Вступ

Основну частину виробничих процесів сучасної господарської діяльності людини виконують машини — механічні пристрої, що служать для перетворення енергії, матеріалів чи інформації.

Машинобудування — ключова галузь економіки, у значній мірі визначає продуктивність праці, якість продукції, темпи і рівень технічного прогресу й обороноздатність країни.

Основні задачі подальшого розвитку машинобудування в нашій країні — збільшення потужності і швидкохідності, а отже, і продуктивності машин, зниження їх матеріалоємності і собівартості, підвищення точності і надійності, а також поліпшення умов обслуговування, зовнішнього вигляду машин і підвищення їх конкурентноздатності на світовому ринку.

Машини складаються з деталей і складальних одиниць. Складальна одиниця, що може збиратися окремо від інших складових частин виробу, називається вузлом.

Таким чином, дисципліна деталі машин є наукова дисципліна, що включає теорію, розрахунок і конструювання деталей загального призначення.

Як самостійний науково дисципліна курс «Деталі машин» виник у другій половині XIX століття, хоча багато питань розрахунку деталей машин розроблялися раніше, наприклад член Російської Академії Наук Л. Эйлер у XVIII ст. запропонував і розробив теорію евольвентного зубчастого зачеплення й основи теорії розрахунку гальм і пасових передач. Перший у Росії курс «Деталі машин» був створений у 1881 р. В. Л. Кирпичовим (1845—1913). Великий внесок у розвиток цієї науки надалі внесли П.К.Худяков (1857—1936), А.И. Сидоров (1866—1931), М. А. Саверин (1891—1952), Д. Н. Решетов і ін.

Проектуванням називається процес розробки комплексної технічної документації, що містить техніко-економічні обґрунтування,

розрахунки, креслення, макети, кошториси, пояснювальні записки й інші матеріали, необхідні для виробництва машини.

Сукупність конструкторських документів, отриманих у результаті проектування, називається проектом.

Правила проектування й оформлення проектів стандартизовані в Єдиній системі конструкторської документації (ЕСКД), що встановлює п'ять стадій розробки конструкторської документації на вироби всіх галузей промисловості, а саме: технічне завдання, технічна пропозиція, ескізний проект, технічний проект і розробка технічної документації.

У процесі проектування деталей машин зустрічаються два види розрахунків, а саме: проектний розрахунок, при якому як правило визначаються основні розміри деталей чи вузла, перевірочний розрахунок, коли для створеної конструкції визначається, наприклад, значення напруження у небезпечних перерізах, тепловий режим, довговічність і інші параметри.

При проектуванні деталей машин у більшості випадків можлива багатоваріантність рішень, що робить необхідним аналіз цих варіантів, прийняття рішень з урахуванням попереднього досвіду і використанням існуючих аналогічних конструкцій. У наш час велика увага приділяється питанням технічної естетики, тому створювані конструкції повинні бути не тільки надійними й економічними, але і поєднувати красивий зовнішній вигляд з доцільністю форм.

Курсовий проект з “Деталей машин” в умовах навчального закладу в більш-менш спрощеному вигляді містить у собі всі стадії розробки.

Редуктор є одним з найпростіших складальних одиниць який включає майже всі деталі загального призначення.

1. Призначення й область застосування редуктора

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих чи черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і, служить для передачі обертання від вала двигуна до вала робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові чи пасові передачі (рисунок 1.1). Зазначені механізми є найбільш розповсюдженою тематикою курсового проектування.

Призначення редуктора — зниження кутової швидкості і відповідно підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називають мультиплікаторами чи прискорювачами.

а — кінематична схема; б — загальний вид редуктора з косозубими колесами

Редуктор проектують або для приводу окремої машини, або за заданим навантаженням (моменту на вихідному валу) і передаточним числом без зазначення конкретного призначення. Другий випадок, характерний для спеціалізованих заводів, на яких організоване серійне виробництво редукторів.

Редуктори класифікують за наступними основними ознаками: типу передачі (зубчасті, черв'ячні чи зубчато-черв'ячні); числу ступіней (одноступінчаті, двоступінчасті і т.д.); типу зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т.д.); відносному розташуванню валів редуктора в просторі (горизонтальні, вертикальні).

З редукторів розглянутого типу найбільш поширені горизонтальні (рисунок 1.1).

Як горизонтальні, так і вертикальні редуктори можуть мати колеса з прямими, косими чи шевронними зубами. Корпуси частіше виконують литими чавунними, рідше — звареними сталевими. При серійному виробництві доцільно застосовувати литі корпуси. Вали монтують на підшипниках кочення чи ковзання. Останні застосовують у важких редукторах.

Максимальне передаточне число одноступінчатого циліндричного редуктора за ГОСТ 2185-66 и_тах = 12,5. Висота одноступінчатого редуктора з таким чи близьким до нього передаточним числом більше, ніж двоступінчастого з тим же значенням и. Тому практично редуктори з передаточними числами, близькими до максимальних, застосовують рідко, обмежуючи и £ 5.

Короткий опис редуктора, що проектується

Рисунок 2.1 Кінематична схема привода

Привід складається з двигуна, пасової передачі, циліндричного редуктора і муфти. Потужність на веденому валу Р₃=6,4 кВт, частота обертання n₃=150об/хв. Режим навантаження постійний. Редуктор, призначений для тривалої експлуатації і дрібносерійного виробництва. Ведучий вал редуктора – ІІ, ведений – ІІІ. Перший вал на кінематичній схемі, це вал двигуна і ведучий вал пасової передачі. На ведучому валу редуктора знаходиться шестерня з числом зубів z₁=25, яка виконана за одне ціле з валом на веденому валу розміщене зубчасте колесо – z_{2 =} 79. Міжосьова відстань зубчастої передачі редуктора становить 140 мм.

3. Вибір електродвигуна і кінематичний та силовий розрахунок привода

Виходячи із кінематичної схеми привода, визначаємо його загальний коефіцієнт корисної дії (ККД):

h = h₁ × h₂² × h₃ (3.1)

де h₁ – ККД зубчастої циліндричної передачі в закритому корпусі;

h₂ – ККД однієї пари підшипників кочення;

h₃ – ККД відкритої пасової передачі;

h = 0,97 × 0,99² × 0,95=0,90

Визначаємо потрібну потужність двигуна

(3.2)

де Р₃ – потужність на вихідному валі редуктора, згідно завданням.

кВт

З таблиці Б2 за потрібної потужності з врахуванням можливості привода вибираємо електродвигун: трьохфазний коротко замкнутий серії 4А марка двигуна 4А132S6Y3, Р_дв = 7,5 кВт, характеристика яких приведена в таблицю 1.

Таблиця 1

Визначаємо загальне передавальне число для кожного з варіантів за формулою:

(3.3)

де n₃ – частота обертання вихідного вала редуктора (згідно із завданням)

Виконуємо розбивання загального передавального числа між

передачами. При цьому враховуємо, що для закритої циліндричної передачі (редуктора) повинно знаходитися в межах u_р£ 5,0 і вибираємо його зі стандартного ряду (таблиця Б3), а для пасової передачі u_пп = 2¸4

Результати зводимо в таблицю 2.

Таблиця 2

Як слідує з таблиці більш оптимальним являється варіант ІІ, так як він забезпечить менші затрати на двигун і загальне передаточне відношення знаходиться в межах допустимого.

Визначаємо частоту обертання валів

n₁ = n_дв =965 об/хв;

(об/хв);

n₃ =150 об/хв – згідно завдання.

Визначаємо кутові швидкості на валах

(3.4)

рад/с

рад/с

рад/с

Визначаємо потужності на валах

кВт

кВт

кВт - згідно завдання.

Визначаємо моменти на валах

(3.6)

Нмм

Нмм

Нмм

4. Розрахунок зубчатої передачі

Вибираємо матеріал шестерні й колеса і призначаємо термооб­робку (таблиця Б4). Рекомендується для шестерні й колеса призначити сталь однієї і тої ж марки, але забезпечити відповідною тер­мообробкою твердість поверхні зубів шестерні на 20...50 одиниць за Бринелем вище твердості для шевронних коліс на 30…70 одиниць.

Приймаємо:

Шестерня: сталь - 45; термообробка - поліпшення

НВ₁ =235; D_гран= 80; S_гран= 50

Колесо:

сталь - 45; термообробка - поліпшення

НВ₂ = 195; D_гран= 125; S_гран=80

Допустимі контактні напруження.

Для шевронних передач допустимі контактні напруження визначаються

(4.1)

, - допустимі контактні напруження для шестерні і колеса окремо

;

;

де [s_H0]₁ і [s_H0]₂- границі контактної витривалості при базовому числі циклів (таблиця Б5)

[s_НО] ₁ = 1,8HВ₁+67= МПа;

[s_НО]₂ = 1,8НВ₂ + 67= МПа;

Коефіцієнт довговічності прийняти K_HL= 1.

МПа;

МПа;

При цьому необхідно перевірити умову [s_Н ]₁ £ 1,23 [s_Н ]₂.

Якщо ця умова не виконується, то за допустиме напруження прийняти [s_Н] =1,23 [s_Н ]₂

МПа;

Міжосьова відстань передачі з умови контактної витривалості

(4.2)

де, К_а - допоміжний коефіцієнт для шевронних коліс К_а=43

y_ba - коефіцієнт ширини вінця колеса відносно міжосьової відстані вибираємо зі стандартного ряду з врахуванням симетричного розташування коліс відносно опор, y_ba= 0,5 – 0,8 – для шевронних коліс;

К_Hb - коефіцієнта нерівномірності розподілу навантаження по довжині контакту зубів прийняти в залежності від коефіцієнта ширини вінця колеса y_d (таблиця Б6). К_Hb = 1,27

В формулі М₃ – момент на вихідному валу редуктора, виразити в Нм, - в МПа.

мм

Обчислену міжосьову відстань округлюють до найближчого станартного значення в більшу сторону а_w=180мм (таблиця Б7)

Номінальний модуль зачеплення:

(4.3)

мм

Приймаємо мм (таблиця Б8)

Попередній кут нахилу зубів для шевронних коліс b=25⁰

Число зубів шестерні й колеса, для шевронних коліс

(4.4)

Фактичне передаточне число

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

b=12; tagb = 0,22;

Основні геометричні розміри передачі

- ділильні діаметри

(4.5)

шестерні мм;

колеса мм;

фактична міжосьова відстань

мм;

- діаметри кіл вершин зубів

d_а1 = d₁ + 2m= мм;

d_a2 = d₂ + 2m = мм;

- діаметри кіл впадин

d_f1 = d₁ – 2,5m= мм;

d_f2 = d₂ – 2,5m= мм;

ширина вінця

колеса b₂ =y_aa_w мм;

шестерні b₁ = b₂ +(2...5) мм.

Колова швидкість зубчастих коліс

(4.6)

З таблиці Б11 прийняти 8-му степінь точності виготовлення коліс.

м/с

Перевіряємо робочі поверхні зубів за контактними напруженнями

(4.7)

тут М₂ –момент на вихідному валу редуктора, виразити в Нмм, d₂ – у мм

К_Н - поправочний коефіцієнт

К_н=К_нaК_нbК_нv

де К_нa ‑ коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами, для косозубих коліс К_нa=1,1;

К_нb ‑ коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця, К_нb =1,02 (таблиця Б9);

К_нv – коефіцієнт динамічного навантаження,

К_нv=1,1 при НВ£350

К_нv=1,05 при НВ>350

К_н=

МПа

Допускається недовантаження передачі не більше 10% і перевантаження до 5%.

Визначимо сили, які діють у зачепленні:

коловаF_t = ; (4.7)

F_t = ;

радіальна F_r= (4.8)

a=20⁰ – кут підйому зуба,

F_r=

Перевіряємо зуби за напруженнями згину.

Допустимі напруження визначаємо для шестерні й колеса за формулою

(4.9)

З таблиці Б5, для сталі 45 покращеної при твердості НВ≤350

для шестерні МПа;

для колеса МПа;

– коефіцієнт безпеки,

де =1,75; =1, тоді 1,75

Допустимі напруження

для шестерні МПа;

для колеса МПа;

Знаходимо відношення

Y_F - коефіцієнт форми зуба шестерні й колеса, який залежить від еквівалентного числа зубів (для косозубої і шевронної передачі (таблиця Б10).

Еквівалентне число зубів

шестерні

колеса

Y_F1=3,81;

Y_F2=3,6;

;

Подальші розрахунки виконуємо для колеса, так як для нього знайдене відношення менше.

Перевіряємо міцність зубів

(4.11)

де К_Fb ‑ коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, (таблиця Б9); К_Fb = 1,03

К_FV – коефіцієнт динамічності,

К_FV=1,2 при НВ£350

К_FV=1,1 при НВ>350

К_Fa ‑ коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами (таблиця Б12); К_Fa =0,96

Y_b ‑ коефіцієнт, який враховує нахил зуба, враховується

МПа;

- умова міцності виконується.

5. Попередній розрахунок валів редуктора

Попередні й розрахунок проведемо на кручення за заниженим допустимим напруженням, так як далі буде проведено уточнений розрахунок вала.

Спочатку визначаємо діаметр вихідного кінця вала, а потім, врахо­вуючи конструктивні особливості, призначають діаметри посадочних місць для зубчастих коліс і підшипників. Діаметр вихідного кінця вала визначимо з розрахунку на міцність при крученні.