Косозубый редуктор

Введение

 

Машиностроению  принадлежит ведущая роль среди  других отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы выполняют машины.

Курсовой  проект по деталям машин является первой конструкторской работой, в  результате которой учащийся приобретает  навыки и знания правил, норм и методов  конструирования. Выполнение проекта  базируется на знаниях физико-математических и обще технических дисциплин, математики, механики, сопротивление материалов, технологии металлов, машиностроительного  черчения и другие.

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых иди червячных передач, заключенный в отдельный закрытым корпус и работающий в масляной ванне. Он предназначен для понижения частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Муфта - устройство, соединяющее концы двух валов и передающее вращающий момент с одного вала на другой без изменения его значения и направления. Кроме того упругие муфты уменьшают динамические нагрузки и поглощают вибрации.

 

             1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Общий  КПД привода: 

  

                                                                                            (1.1)

 

где  - КПД зубчатой передачи, таблица 1.1;

       - КПД одной пары подшипников качения, таблица 1.1;

       - КПД цепной передачи, таблица 1.1;

       - КПД в опорах вала, таблица 1.1;

       - КПД учитывающий потери на  муфте, таблица 1.1;

      

 

                                               

 

1.2 Определяем  требуемую мощность электродвигателя, кВт:

 

                                                                                              (1.2)

 

                                      

 

1.3 Определяем  угловую скорость барабана, рад/с:

 

                                       ;                                                          (1.3)

 

                                          

 

1.4 Определяем  частоту вращения барабана, об/мин:

 

                                                                                                (1.4)

 

                                     

 

При выборе электродвигателя учитываем возможность  пуска транспортера с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с  повышенным пусковым моментом.

По таблице  П5 по требуемой мощности подходит двигатели АОП2-82-4, Р=55кВт, n_дв=1470 об/мин. d_дв=60 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

 

1.5 Определяем  передаточное отношение: 

 

                                                                                                      (1.5)

 

                                            

 

Намечаем, ориентируясь на таблицу 1.2, частные  передаточные числа редуктора  цепной передачи;

 

                                            

 

1.6 Определяем  частоты вращения, об/мин, и угловые  скорости, рад/с валов редуктора  и барабана:

 

                                                                                        (1.6)

 

                                           

 

                                                                                                        (1.7)

 

 

                                                                                                        (1.8)

 

                                          

 

                                                                                                        (1.9)

 

                                          

 

                                                                                                     (1.10)

                                       

                                          

Таблица 1 - Кинематические параметры редуктора

 

Параметры	Вал	Последовательность элементов привода
		дв→м→зп→оп→РМ
Мощность, кВТ	дв
	Б
	Т
	РМ
Частота вращения, п,	дв
	Б
	Т
	РМ
Вращающий момент, н*м	дв
	Б
	Т
	РМ

 

2 Расчёт зубчатых колес редуктора

2.1 Выбираем материал шестерни и колеса.

 

Для шестерни - сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса –  сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже –  НВ 200.

 

2.2 Определяем допускаемое контактные напряжения, Н/мм²

 

                                             ;                                        (2.1)

 

где  - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице 3.2 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение):

 

                                       

 

К_НL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_НL = 1;

                                   

                                       

 

                                       

 

2.3 Определяем вращающий момент на валу шестерни, Н мм:

 

                                                                                         (2.2)

 

                                    

 

2.4 Определяем вращающий момент на валу колеса, Н мм:

 

                                                                                                      (2.3)

 

                               

 

Коэффициент нагрузки К_{Н ,} несмотря на симметричное расположение

 

колёс относительно опор. Принимаем предварительно по таблице 3.1 значение К_Н = 1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

 

                                        

 

2.5 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев, мм:

 

                                                                       (2.4)

 

;

 

Здесь принято  u = u_р = 3. Ближайшее стандартное значение а = 200 мм.

 

2.6 Определяем нормальный модуль зацепления, мм:

 

                                                                                        (2.5)

 

                           

 

Принимаем m_n = 2,5 мм.

 

2.7 Примем предварительно угол наклона зубьев = 10 и определим числа зубьев шестерни и колеса:

 

                                                                                               (2.6)

 

                                          

 

       Принимаем Z₁ = 39; тогда  

 

2.8 Определяем  уточнённое значение угла наклона  зубьев:

 

                                      

 

                                                                         (2.7)

                                                   ;

 

2.9 Определяем основные размеры  шестерни колеса, мм:

диаметры делительные:

 

                                                                                                      (2.8)

 

                                           

 

                                                                                                     (2.9)

 

                                           

 

Проверка:                 

 

                                          

 

2.10 Определяем диаметры вершин  зубьев, мм:

 

                                                                                                     (2.10)

 

                                          

 

                                                                                                     (2.11)

 

                                          

 

ширина колеса:         ;                                                              (2.12)

 

                                                 

 

ширина шестерни:   ;                 

 

2.11 Определяем  коэффициент ширины шестерни  по диаметру:

 

                                                                                                             (2.13)

 

                                          

 

2.12 Определяем  окружную скорость колёс и  степень точности передачи, м/с: 

 

                                                                                                             (2.14)

 

                                  

 

При такой  скорости следует принять восьмую  степень точности.

 

2.13 Определяем  коэффициент нагрузки:

 

                                            ;                                             (2.15)

 

Значение  К_Н даны в таблице 3.5: при , твёрдости НВ 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Н 1,155.

По таблице 3.4 при  = 7,69 м/с и восьмой степени точности К 1,08. По таблице 3.6 для косозубых колёс при 5 м/с имеем К_Н = 1,01. Таким образом,

 

                                    ;

 

2.14 Проверка  контактных напряжений, Н/мм²:

 

                                                                            (2.16)

 

                          

 

2.15 Определяем силы, действующие в зацеплении, Н:

 

окружная:                                                                                   (2.17)

                                                

 

радиальная:                                                                         (2.18)

         

                                 

 

осевая:                                                                                   (2.19)

                                   

                                 

 

2.16 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

 

                                                                (2.20)

 

Здесь коэффициент  нагрузки К_F=K_F K_{F .}

 

2.17 По таблице 3.7 при _bd=1,05, твёрдость < НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно колёс К_F =1,33. По таблице 3.8 К_F = 1,3. Таким образом, коэффициент

 

                                    К_F = 1,33 1,3=1,73;

 

Y_F – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

 

у шестерни:                                                                            (2.21)