Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

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

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.) относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, и т. д.)

Проектирование - это разработка общей конструкции изделья.

Конструирование - это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект - это техническая документация, полученная в результате проектирования и конструирования.

Цель работы: рассчитать спроектировать и сконструировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременную передачу для привада шестеренного насоса.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КЕНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Определим общий КПД привода

КПД цилиндрической зубчатой закрытой передачи, з1=0,97; КПД ременной передачи, з2=0,96; КПД учитывающий потери пары подшипников, з3=0,99.

Определим требуемую мощность двигателя

По требуемой мощности Pтр.=5,9 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения

1) синхронная частота: 3000 об/мин.

тип двигателя: 4А112М2У3

скольжение: 2,5%

номинальная частота вращения: nдв.=2900 об/мин.

2) синхронная частота: 1500 об/мин.

тип двигателя: 4А132S4У3

скольжение: 3,0%

номинальная частота вращения: nдв=1455об/мин.

3) синхронная частота: 1000 об/мин

тип двигателя: 4А132М6У3

скольжение: 3,2%

номинальная частота вращения: nдв=870об/мин.

Определим общее передаточное число

где U1- передаточное число клиноременной передачи; U2- передаточное число зубчатой передачи.

Принимаем U2=5.5, найдем U1=U/U2.

Окончательно принимаем двигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой вращения 3000 об/мин.

U1=2,43, U2=5,5, номинальная частота вращения nдв.=2975 об/мин.

1.5 Определим частоту вращения валов редуктора

1.6 Определим угловую скорость вращения

1.7 Определим вращающий момент

1.8 Определим мощность на валах

2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр.=5,9 кВт; частота вращения ведущего шкива nдв.=2975 об/мин; передаточное отношение U1=2,5; скольжение ремня е =0,015.

По номограмме /1,рис. 7,3/ в зависимости от частоты вращения меньшего шкива nдв.=2975; и передаваемой мощности Ртр.=5,9 кВт принимаем сечение клинового ремня А.

2.1 Определим диаметр меньшего шкива /1, формула 7.25/

Согласно/1, таб. 7,8/ с учетом того, что диаметр шкива сечения А недолжен быть менее 100 мм, принимаем d1=100 мм.

2.2 Определим диаметр большего шкива /1, формула 7.3/

Принимаем d2=240 мм. /1, стр. 120/

2.3 Уточним передаточное отношение

При этом угловая скорость:

т.к расхождение с первоначальными данными равно нулю, следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d1=100 мм, d2=250 мм.

2.4 Определим межосевое расстояние ар следует принять в интервале /1, формула 7,26 /

Высота сечения ремня: Т0=8 /1, таб. 7.7/

Принимаем предварительно близкое значение ар=400 мм.

2.5 Определим расчетную длину ремня /1, формула 7.7/

Ближайшее значение по стандарту /1, таб.7.7/ L=1400 мм.

2.6 Определим уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L /1, формула 7.27/

где

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01*1400=14 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения на 0,025L=0,025*1400=35 мм для увеличения натяжения ремня.

2.7 Определим угол обхвата меньшего шкива /1, формула 7,28/

2.8 Определим коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи /1, таб. 7.10/ Ср=1,0.

2.9 Определим коэффициент, учитывающий влияние длины ремня /1, таб. 7.9/

для ремня сечения А при длине L=1400 коэффициент СL=0.98.

2.10 Определим коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

/1, пояснения к формуле 7.29/

при б1=160є коэффициент Сб=0,95.

2.11 Определим коэффициент, учитывающий число ремней в передаче /1, пояснения к формуле 7.29/: предполагая, что число ремней в передачи будет от 4 до 6 примем коэффициент Сz=0,90

2.12

2.13 Определим число ремней в передаче /1, формула 7.29

где Р0- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт /1, таб. 7.8/; для ремня сечения А при длине L=1700 мм, работе на шкиве d1=100 мм и U1?3 мощность Р0=1,76 кВт (то, что L=1400 мм, учитывается коэффициентом СL);

Принимаем: z=4.

2.13 Определим натяжение ветви клинового ремня /1, формула 7.30/

где скорость ; и- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил /1, пояснения к формуле 7.30/; для ремня сечения А коэффициент и=0,1 Н*с2/м2.

2.14 Определим давление на валы /1, формула 7.31/

2.14 Определим ширину шкива Вш /1, таб. 7.12/

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Выбираем материал для зубчатых колес. Для шестерни сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость HB=270; для колеса сталь 40Х термообработка - улучшение, твердость

3.1 Определим допускаемое контактное напряжение /1, формула 3.9/

/1,таб. 3.2/ для колеса уH lim b=2HB+70 - предел контактной выносливости при базовом числе циклов; NHO - базовое число циклов; NHE- срок службы; KHL- коэффициент долговечности; [SH]-коэффициент безопасности.

При HB 200-500 NHO=6*107.

При реверсивности привода NHE=30nt, где n- частота вращения, t- срок службы.

т.к.

где [уH1],[уH2]-допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса.

478,5?626- условие выполнено.

При симметричного расположения зубчатого колеса относительно опоры коэффициент KHв=1,15 /1, таб. 3.1/

Коэффициент ширины венца для шевронного зуба шba=0.5

3.2 Определим межосевое расстояние /1. формула 3.7/

где Ka=43-для шевронного колеса.

Примем аw=125 мм.

3.3 Определим модуль зацепления

по ГОСТ 9563-60 mn=1,2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев в=25є

3.4 Определим число зубьев шестерни

принимаем z1=27. Тогда

Уточним значения угла наклона зубьев

угол в=28є9ґ.

3.5 Определим основные размеры шестерни и колеса

а) делительные диаметры:

Проверим межосевое расстояние:

б) диаметры вершен зубьев:

в) ширина колеса и шестерни:

г) коэффициент ширины шестерни по диаметру:

3.6 Определим окружную скорость колес

т.к. х<10 м/с степень точности принимаем равную 8.

3.7 Определим коэффициент нагрузки

/1, таб. 3.5/ при шbd=1,8,твердости HB<350 и симметричном расположении колес коэффициент KHв=1,11.

/1, таб. 3.4/ при х=1,09 м/с и 8-й степени точности коэффициент KHб=1,09.

/1, таб. 3,6/ для шевронных колес при скорости менее 5м/с коэффициент KHх=1,0.

Проверим контактное напряжения /1, формула 3.6/

уH?[уH]- условия прочности выполнено.

3.8 Определим силы действующие в зацеплении

а) окружная:

б) радиальная:

Проверка зубьев на выносливость /1, формула 3.25/

где Коэффициент нагрузки

/1, таб. 3.7/ при шbd=1,62,твердости HB<350 и симметричном расположении колес коэффициент KFб=1,25.

/1, таб. 3.8/ для шевронных колес при скорости до 3 м/с коэффициент KFх=1,1.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zх /1, формула 3.25/

у шестерни

у колеса

Коэффициенты YF1=3,7, YF2=3,6 /1, стр 42/

Определим коэффициенты Yв и KFб /1, формула 3.25/

где средние значение коэффициента торцового перекрытия еб=1,5; степень точности n=8.

Допускаемое напряжение при проверки на изгиб /1, формула 3.24/

/1, таб. 3.9/ для стали 40Х улучшенной придел выносливости при отнулевом цикле изгиба уoFlim b=1,8HB МПа,

для шестерни

для колеса

Коэффициент безопасности [SF]=[SF]ґ[SF]ґґ /1, формула 3.24/

/1, таб. 3.9/ [SF]ґ=1,75 для стари 40Х улучшенной, коэффициент [SF]ґґ=1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

т.к. реверсивность привода [уF2] уменьшаем на 20%, [уF2]=201,6 МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для зубчатого колеса, для которого отношение [уF]/ YF меньше.

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса /1, формула 3.25/

уF2?[уF2]-условие прочности выполнено.

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

4.1 Ведущий вал

Вращающий момент: Т1=45,4 Н*м.

Допускаемое напряжение на кручение примем [фк]=20 МПа.

Окончательно принимаем dп1=25 мм.

4.2 Ведомый вал

Вращающий момент: Т2=240 Н*м,

Допускаемое напряжение на кручение примем [фк]=25 МПа.

Окончательно принимаем dв2=35 мм.

Окончательно принимаем dп1=40 мм.

4.3 Диаметр под зубчатым колесом

где r=2,5

Окончательно принимаем dк=50 мм.

Принимаем радиальные роликоподшипники легко узкая серия.

Условное обозначение	d	D	B
	Размеры, мм
32205А 32308А	25 40	52 90	15 23

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕСА

5.1 Определим диаметр и длину ступицы

Принимаем lст=60 мм.

5.2 Определим толщину обода

Принимаем до=5 мм.

5.3 Определим толщину диска

Принимаем С=18 мм.

5.4 Определим диаметр центральной окружности

5.5 Определим диаметр отверстия

5.6 Фаска

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ корпуса редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки

Принимаем д1=4мм.

6.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

нижнего пояса корпуса

Принимаем p=10мм.

6.3 Толчена ребра основания корпуса и крышки

основания корпуса

ребер крышки

6.4 Диаметр болтов

фундаментальных

Принимаем болт М16

соединяющих основание корпуса с крышкой

Принимаем болты М8

6.5 Винты у крышки подшипника

Принимаем винт М12

7.ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Компоновку проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и клиноременной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Очерчивая внутреннюю стенку корпуса принимаем :

зазор между торцом колеса и внутренней стенкой корпуса А1=8мм;

зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенкой корпуса А=8мм;

Измерением находим расстояние на ведущем валу l2=50мм, ведомого l3=50мм. Принимаем окончательно l2= l3=50мм.

Глубина гнезда для подшипника 2505А В=15мм, для подшипника 32308А В=23мм.

Толщина фланца крышки подшипника ?=12мм.

Измерением устанавливаем расстояние l1=84мм, определяющее положение клиноременной передачи относительно ближайшей опоре ведущего вала. Принимаем окончательно l1=84мм.

8.ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА

8.1 Определим реакции в подшипниках на ведущим валу

Из предыдущих расчетов имеем Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l1=84мм, l2=50мм.

Нагрузка на валу от клиноременной передачи FВ=798,9Н.

Составляющие этой нагрузки

1. Горизонтальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н

Проверка:

б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

2. Вертикальной плоскости

а) определим опорные реакции, Н

Проверка:

б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X

3. Строем эпюру крутящих моментов

4.Суммарные реакции

5. Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные роликоподшипники 32205А легкой узкой серии/1, таб. П3/ d=25мм; D=52мм; В=15мм; C=28,6кН;C0=15,2кН.

Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /

где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров /1, таб.9.19/; КТ- температурный коэффициент /1, таб.9.20/.

Расчетная долговечность/1, формула 9.1/

Расчетная долговечность

8.2 Определим реакции в подшипниках на ведомом валу

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l3=50мм.

1. Горизонтальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н

б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

2. Вертикальной плоскости

а) определим опорные реакции, Н

б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X

3. Строем эпюру крутящих моментов

4.Суммарные реакции

5. Подберем подшипники по более нагруженной опоре 3

Намечаем радиальные роликоподшипники 32308A средней узкой серии

/1, таб. П3/ d=40мм; D=90мм; B=23мм; C=80,9кН; С0=44,5кН.

Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /

Расчетная долговечность/1, формула 9.1/

Расчетная долговечность

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 20 тыс.ч. подшипник ведомого вала 32205А , а подшипник ведомого 32308A

9. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

10. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТСЭВ 189-75 /4, таб.21/.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.Допускаемые напряжения при стальной ступице

10.1 Ведущий вал

d=22 bЧh=6Ч6 t1=3,5; длина шпонки l=40мм; момент на ведущем валу Т1=45,5Н·м

Напряжения смятия и усилия прочности /1,формула 8.22/

10.2 Ведомый вал

d=50 bЧh=16Ч10 t1=6; длина шпонки l=50мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м

d=36 bЧh=10Ч8 t1=5; длина шпонки l=70мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м

- условие выполнено.

11. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ? [S], где [S]=2,5

11.1 Ведущий вал:

Материал вала сталь 40Х термическая обработка - улучшение.

Диаметр заготовки до 120мм среднее значение

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, ,/1, таб.8.8/;/1, стр.163 и 166/.

Изгибающий момент (положим x1=37мм.)

Момент сопротивления сечения нетто при d=22мм, b=6, t1=6.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

S ?[S]-условие выполнено

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем , что диаметр вала был увеличен при конструкции для соединения его со стандартным шкивом клиноременной передачи.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

11.2 Ведомый вал:

Материал вала сталь 40Х термическая обработка - улучшение.

Диаметр заготовки до 120мм среднее значение

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости /рис.2/

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгиб моментов в сечении А-А

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t1=10

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Сечение Б-Б. Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, , /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.

Изгибающий момент

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=36мм, b=10, t1=8

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Результаты поверки:

Сечение	А-А	Б-Б
Коэффициент запаса S	14,05	5,4

Во всех сечениях S>[S]

12. ПОДБОР МУФТЫ

/1, таб. 11.5/ выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП): d=35 мм; D=140 мм; тип I.

(по ГОСТ 21424-75, с сокращением)

Муфтами называют устройство, предназначенные для соединения соосно вращающихся валов и передачи между ними вращающих моментов сил.

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента.

где к=2,5ч3-коэфициент, учитывающий условие эксплуатации; Тном=47,4 Н*м.

Окончательно выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 2124-75

Материал полумуфты - чугун марки СЧ-20; пальцев- сталь марки

Заключение.

В ходе работы рассчитали спроектировали и сконструировали одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременную передачу.

Выбрали электродвигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой 3000 об/мин и номинальной частотой nдв=2900 об/мин. Провели кинематический расчет в ходе которого определили КПД редуктора здв=0,912, угловые скорости, момент и мощность на волах.

Рассчитывая зубчатые колеса редуктора определили допускаемое контактное напряжение, межосевое расстояние аw=125 мм, провели проверку на изгиб и кручения.

В предварительном расчете волов редуктора определили диаметр волов и подобрали подшипники dв1=22 мм, dп1=25 мм, dв2=35 мм, dп2=40 мм, dк=50 мм. Подобрали подшипники на ведущем валу 32205А на ведомом валу 32308A

Определили размеры шестерни и колеса: диаметр d1=37мм, d2=203мм; ширина b1=60мм, b2=65мм;

Проверили подшипники на долговечность и определили, что подшипники будут работать на ведущем валу на ведомом валу

Литература.

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. -416 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/Шейнблит А.Е. Изд-у 2-е, перераб. и дополни. - Калининград: Янтар. сказ, 2002.-454с.:ил., чурт. - Б.ц.

3. Оформление конструкторской документации курсового проект: Методические указания к курсовому проектированию по технической и прикладной механике для студентов всех специальностей./Составитель Глазов А.Н. Томск: изд-во ТПУ,2003.-38с.

4. Цахнович Л.И., ПетриченкоТ.П. Атлас конструкций редукторов. - учеб. Пособие для вузов. Киев: «Вища школа». Головное изд-во, 1979.-128с.