Расчет и проектирование коническо-цилиндрического редуктора

Федеральное агентство  по образованию

ГОУ ВПО «Уральский государственный  технический университет - УПИ»

Кафедра «Детали машин»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Курсовой проект

по дисциплине «Детали  машин»

 

Расчет и проектирование

КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО  РЕДУКТОРА

 

Пояснительная записка (ДМ-РКЦ.05.00.ПЗ)

 

Вариант № 

 

 

 

 

 

 

 

 

Руководитель:       

 

Студент гр. ММО-402:      

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2006 г.

 

Исходные данные: полезная сила, передаваемая лентой транспортера

Р = 24 кН, скорость ленты V = 0,8 м/с, диаметр приводного барабана D = 320 мм, режим работы – средний нормальный, время работы передачи - t_x = 10000 ч, коническая передача – с круговыми зубьями, цилиндрическая передача – с косыми зубьями, нагрузка реверсивная.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 Схема привода конвейера:

1^* – электродвигатель;

2^* – цепная муфта;

3^* - редуктор (1, 2, 3, 4 – зубчатые конические и цилиндрические колеса;I,II,III - валы редуктора: ведущий, промежуточный, тихоходный); 4^* – муфта; 5^* – барабан.

 

 

 

 

 

 

 

 

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И

КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

 

Требуемая мощность электродвигателя [1, с. 23]

 

Р_тр = F · V / h_о

                                   

где  V, м · с^-1 ;   F, кН;   Р_тр, кВт; h_о -  КПД привода

                    

h_о = h_к · h_ц · h_п⁴

           

h_к = 0,96 – КПД конической зубчатой передачи;

h_ц = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

h_п = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения;

h_о = 0,96 · 0,97 · 0,99 ⁴ = 0,8945

Р_тр= 24·0,8/0,8945 = 21,5 кВт

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения вала барабана:

 

 

Выбираем асинхронный электродвигатель серии АМУ225М8 N=22 кВт с n_с=750 об/мин, скольжением S = 2 % и с диаметром вала электродвигателя d₁=60 мм. Частота вращения вала электродвигателя:

 

Требуемое передаточное отношение редуктора:

 

 

Округляем вычисленное значение U_тр до ближайшего стандартного по  ГОСТ  2185- 66 [2, табл. 11] и распределяем его между ступенями редуктора [7 табл. 1].

 

U_р = 16 ;   U_б = U₁ = 3,55;      U_т = U₂ = 4,5

Частота вращения валов 

n₁= 735 об/мин

n₂= n₁ / U₁ = 735/3,55 = 207 об/мин

n₃ = n₂ / U₂ = 207/4,5 = 46 об/мин

Мощности и крутящие моменты, передаваемые валами:

Р₁ = Р_тр · h_п = 22 · 0,99 = 21,78 кВт

Р₂ = Р_тр · h_к · h_п² = 22 · 0,96 · 0,99² = 20,7 кВт

Р₃ = Р_тр · h_к · h_ц · h_п³ = 22 · 0,96 · 0,97 · 0,99² = 20 кВт

Т₁ = 9550 · Р₁ / n₁ = 9550 · 21,78/735 = 283 Н·м

Т₂ = 9550 · Р₂ / n₂ = 9550 · 20,7/207 = 955 Н·м

Т₃ = 9550 · Р₃ / n₃ = 9550 · 20/46 = 4152 Н·м

 

2. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ  ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ  

БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

2.1. Выбор материалов  и допускаемые напряжения.

Диаметры заготовок для шестерни и колеса  [3, табл. 2]

 

 

Находим размер характерного сечения заготовки  S_c  из условия, что при d_Зj£200 мм  S_cj  = 0,5 d_Зj,  а при   d_Зj > 200 мм:

S_Сj =

S_С1 = 0,5 · d_З1 = 0,5 · 103,3 = 51,65 мм

  S_С2 =

Используя рекомендации работ [1], [3], при известных значениях S_cj выбираем для шестерни сталь 40ХН  с поверхностной закалкой зубьев ТВЧ, а для колеса  - сталь 45.  Их механические характеристики определяем по табл.1[3]. Для шестерни твердость поверхности зуба HRC₁^п – 48…53 (HRC₁^п_ср  50,5), сердцевины зуба НВ₁ - 269 … 302;  для колеса принимаем вид термообработки – улучшение, тогда НВ₂ - 269 … 302   (НВ_{2 ср}   285,5).

 

 

Допускаемые контактные напряжения [3, с. 5]

     (1)

  где  j = 1 для шестерни и j = 2 для колеса, - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по табл. 2 [3, с. 8]; K_HLj – коэффициент долговечности; S_H = 1,1 для колес с однородной структурой материала, S_H=1,2 - при поверхностном упрочнении зубьев [4,  табл. 2,5].

  Для шестерни S_H1 = 1,2;  для колеса S_H1 = 1,1. Предел контактной выносливости для шестерни:

    s_{H  Lim b1} = 17 · HRC₁^п_ср  + 200 = 17 · 50,5+200=1059 МПа

для колеса:

s_{H  Lim b2} = 2 · HВ_2ср  + 70 = 2 · 285,5 + 70 =641 МПа

Коэффициент долговечности  равен  [4, с. 38]

 

где    N_{HE j} – эквивалентное число циклов напряжений;

  N_{HO j} – базовое число циклов, определяемое в зависимости от твердости по Бринелю или Роквеллу,

N_но = 30 · (НВ)^2,4  @ 340 · (HRC)^3,15 + 8 · 10⁶

При  HRC > 56 принимают N_но = 1,2 · 10⁸

N_но1 = 340 · (HRC₁^п_ср  )^3,15 + 8 · 10⁶ = 340 (50,5)^3,15+8 · 10⁶ =8,69 · 10⁷

N_но2 = 30 · (HВ_2ср  )^2,4 = 30(285,5)^2,4 = 2,35 · 10⁷

Величина N_{HE j}   определяется по формуле

N_{НЕ j}   =  N _{å j} · К_НЕ ,

Где К_НЕ – коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному, определяется в зависимости от заданного режима работы по   [7 табл. 3]  [3, табл. 4] К _не = 0,18;

N _{å j} = суммарное число циклов напряжений, N _{å j} = 60 · t_å · n_j

N _å1 = 60 · t_å · n₁  = 60 · 10 000 · 735 = 4,41 · 10⁸

N _å2 = 60 · t_å · n₂  = 60 · 10 000 · 207 = 1,242 · 10⁸

N _{НЕ 1} = N _å1 · К _НЕ  = 4,41 ·10⁸ · 0,18 = 79,38 · 10⁶ = 7,94 · 10⁷

N _{НЕ 2} = N _å2 · К _НЕ = 1,242 · 10⁸ · 0,18 = 2,23 · 10⁷

При N _{не j}  ³ N _{но j}  принимают К _{HL j}  = 1. Таким образом,

К _{HL j}  = К _HL2j  = 1.

Определяем:

 

 

При расчете конических колес с круговыми зубьями s_HP выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам [3, с. 15]:

[s_HP]= 0,45 · (s_HP1  + s_HP2  ) = 0,45 · (883 + 583) = 660 МПа

s_HP = 1,15 · s_{HPj min}  = 1,15 · s_HP2 = 670 МПа

Окончательно принимаем  s_HP = 660 МПа

Допускаемые напряжения изгиба [3, с. 18]

        (2)

 

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по [7 табл. 4] [3, с.16];

S_F - коэффициент безопасности, S_F = 1,65·S_F , где S_F – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок S_F  = 1, для проката S _F  = 1,15;  для литых заготовок   S _F  = 1,3);

K _FL – коэффициент долговечности; K _FС - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При нереверсивной (односторонней) нагрузке [3, с. 15] K _FС = 1 . При реверсивной симметричной нагрузке 

K _FС = 1 - g _FС , где g _FС  - коэффициент, учитывающий влияние химико-термической обработки по табл. [3, табл. 5].

Для шестерни = 600 МПа

S _F1  = 1,65 · = 1,65 · 1,15 = 1,9

K _FС1  = 1 - g _FС1   = 1 – 0,25 = 0,75

Для колеса

= 1,35 · НВ_{2 ср}  + 100 = 1,35 · 285,5 + 100 = 485 МПа

S _F2  = 1,65 · = 1,65 · 1 = 1,65

K _FС2  = 1 - g _FС2   = 1 – 0,35 = 0,65

Коэффициент долговечности K _FLj    равен [3, с. 17]

 

m_F  = 6  при НВ £ 350  и m_F = 9  при НВ > 350.

N_FO  - базовое число циклов напряжений, равное 4 · 10⁶

N_FЕ - эквивалентное число циклов напряжений, определяемое по формуле

N_FЕj =  N_åj · K_FЕj  , где K_FЕj  - коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному.

Для типовых режимов  определяется по табл. 3 [3, с. 11].

N_FЕ1 = N_å1 · K_FЕ1 = 4,386 · 10⁸ · 0,04 = 17,544 · 10⁶

N_FЕ2 = N_å2 · K_FЕ2 = 1,392 · 10⁸ · 0,6 = 8,352 · 10⁶

При N_FЕj   ³  N_FОj   принимают К_FLj   = 1,  таким образом,

К_FL1   =  К_FL2   = 1.

Определяем  s_FPj    по формуле   (2)

 

 

 

 

 

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ  ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ РАЗМЕРОВ ПЕРЕДАЧ

 

При проектном расчете  конической зубчатой передачи в качестве ее основного геометрического параметра  определяют ориентировочно внешний  делительный диаметр колеса из условия  обеспечения контактной выносливости рабочего профиля зуба колеса по формуле:

 

           (3)

 

где - коэффициент ширины зубчатого венца, который рекомендуется принимать 0,25 … 0,3  [1], [5].  Предварительно принимают

 – ориентировочное значение  коэффициента нагрузки;

q_н  - коэффициент, учитывающий вид конической передачи.

Величину q_н  для конических колес с прямыми зубьями принимают равной q_н = 0,85;  для колес с круговыми зубьями по [5 табл. 5].

q_н  =1,13 + 0,13 · U₁ = 1,13 + 0,13 · 3,15 = 1,5395

Коэффициент нагрузки определяют по формуле

Где    – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

    - коэффициент внутренней динамической нагрузки.

Для непрямозубых передач  ; при n £ 2000 об/мин; ; при n > 2000 об/мин

Принимаем    

Коэффициент концентрации нагрузки К_Нb (коэффициент равномерности распределения нагрузки по длине зуба) для передач с круговым зубом при

НВ_{j min} £ 350  принимают К_Нb = 1,

При НВ_{j min} > 350  коэффициент К_{н b} определяют по формуле

Определяем  (3)

Полученное значение        округляем по ГОСТ 12289-76  [7 табл.8] [1, с. 51],

 

Ориентировочно определяем число зубьев колеса  [5, с.4]

   

где К – коэффициент, учитывающий твердость зубьев, определяется по  [7табл. 5] [1, табл. 4.18],  К=14;

   

Проверяют выполненные  условия  [5, с. 4]

 

Если это условие  не выполняется, принимают

Число зубьев шестерни

 

Округляем Z₁=17. Уточняем число зубьев колеса и округляем Z₂ = 60.

Вычисляем с точностью до четвертого знака после запятой фактическое  значение передаточного числа

 

его  отличие от номинального передаточного  числа равно:

 

 

Определяем углы делительных  конусов с точностью не ниже 1² [5,с.5].

Для выравнивания удельных скольжений в зацеплении шестерню рекомендуется  выполнять с положительным радиальным смещением, а колесо с равным ему по абсолютной величине отрицательным смещением [5, с.5]

 

 

Здесь b_m  - угол наклона зуба. При круговых зубьях преимущественно применяют b_m = 35° [1],  [5]; а при тангенциальных 20…30°, обычно угол b_m  выбирают кратным 5°.

Находим внешний окружной модуль [5, с.5]

Для колес с круговыми  зубьями m_te 

m’_te= d _e2 / z ₂ = 300/60 = 5 мм

Внешний окружной модуль можно не округлять до стандартного значения по ГОСТ 9563-80, так как одним и  тем же режущим инструментом можно  нарезать колеса с различными модулями из определенного непрерывного интервала значений.

Определяем внешнее  конусное расстояние [5, с.5]                        

 

Ширина шестерни и  колеса

b₁’ = b₂’ = y’_br · R’_e = 0,285 · 155,9 = 44,433 мм

Округляем b’₁ и b’₂’ до ближайшего значения из ряда Rа 40 [1, c. 127]  по табл. 9;