Расчет редуктора

МИНИСТЕРСТВО  РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ПО ДЕЛАМ ГРАЖДАНСКОЙ ОБОРОНЫ, ЧРЕЗВЫЧАЙНЫМ СИТУАЦИЯМ

И ЛИКВИДАЦИИ ПОСЛЕДСТВИЙ СТИХИЙНЫХ  БЕДСТВИЙ

 

Академия Государственной пртивопожарной службы

 

Кафедра «Пожарная техника»

 

РЕДУКТОР ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

ДМ.16.00.00.ПЗ

 

 

 

 

 

Факультет заочного обучения

№ зачетной книжки 08263

Слушатель __________К.Н. Крупин                                   Группа               3508

Руководитель проекта_______________________________________________

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2010 г.

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

 

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор.

Мощность входного вала редуктора  P1=14 кВт.

Число оборотов входного вала редуктора  n1=1440 об/мин.

Передаточное отношение редуктора  u ред.=2,3

Тип передачи:  косозубая цилиндрическая.

Ресурс работы – 5000 часов.

Материал шестерни и колеса: Ст.40ХН. 

Термообработка – HB 230 … 300.

  Кинематическая схема представлена на рисунке 1.

 

 

 1 - входной вал редуктора; 2 - выходной вал редуктора.

 

ВВЕДЕНИЕ

 

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 - понижении угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для  привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство.

Редукторы классифицируются 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, планетарные, волновые);

относительному расположению валов  редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной  ступенью).

Редукторы могут иметь колеса с  прямыми, косыми и шевронными зубьями. Корпуса

чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ.

 

В соответствии с таблицей приложения I [1] по требуемой мощности Ртр=14кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора выбираем электродвигателе трехфазный, короткозамкнутый серии 4А, закрытый, с синхронной частотой вращения n=1500об/мин 4А180М8 в соответствии с ГОСТ 19523-81, с параметрами Рдв=15кВт и скольжением s=2,5%.  

 Определим число оборотов выходного вала редуктора.

  uред. =2,3.  n1=1440 об./мин.  n2= n1/uред. =1440/2,3 =626 об./мин.

Определим угловую скорость ведущего и выходного вала редуктора по формуле (1.7):

(1.7)

Определим вращающие моменты на валах редуктора по формуле (1.14):

 (1.14)

где Р1 - мощность на входном валу редуктора.

Вращающий момент на выходном валу по формуле (1.15):

.

Частоты вращения, угловые скорости и вращающие моменты валов  сведем в таблицу 1.

                                                    Таблица 1            

Расположение вала	Частота вращения вала, об/мин	Угловая скорость вала, рад/с	Вращающий момент на валу, Н мм.
I вал редуктора (вал В)
II вал редуктора (вал С)

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА.

 

 Для шестерни выбираем сталь 40ХН термически обработанную улучшением, с твердостью НВ260 ... 300. Для колеса - сталь 40ХН термически обработанную улучшением, с твердостью НВ230 … 260.

Допускаемое контактное напряжение определим  по формуле (2.1):

 (2.1).

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. В соответствии с

таблицей 3.2. [1] для сталей с твердостью поверхности зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшением:

- коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что

имеет место при длительной эксплуатации, принимаем KHL = 1;

- коэффициент безопасности, в соответствии с рекомендациями на с.33 [1]

=1,1.

Для косозубых колес расчетное  допускаемое контактное напряжение определяем по формуле (2.2):

 (2.2)

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое напряжение равно:

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент , принимаем предварительно по таблице 3.1. [1], как в случае не симметричного расположения колес, значение = 1,25.

Принимаем для косозубых колес  коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию в соответствии с рекомендациями на с.36 [1].

Межосевое расстояние определяем из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (2.3):

 (2.3)

где - коэффициент для косозубых колес в соответствии с рекомендациями на с.32 [1],

=43

- передаточное число редуктора, =2,3;

- вращающий момент на ведомом валу, =213,6 Н/мм

- расчетное допускаемое напряжение, =515,3МПа

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,

=0,4;

- коэффициент в случае несимметричного расположения колес = 1,25.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

 aw = 112мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем  по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563-60  mn =2,0 мм.

Примем предварительный угол наклона  зубьев и определим число зубьев шестерни по формуле (2.4):

 (2.4)

Принимаем = 33. Определим число зубьев колеса по формуле (2.5):

 (2,5)

принимаем =76.

Уточним значение угла наклона зубьев по формуле (2.6):

 (2.6)

= 13°

Определим основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные по формулам (2.7), (2.8):

 (2.7)

 (2.8)

где - нормальный модуль зацепления,

- угол наклона зубьев, = 13°;

- число зубьев шестерни, =33;

- число зубьев колеса, =76.

Проверка:

диаметры вершин зубьев определим  по формулам (2.9), (2.10):

 (2.9)

 (2.10)

диаметры впадин определим по формулам (2.11), (2.12):

 (2.11)

 (2/12)

ширину колеса по формуле (2.13):

 (2.13)

где - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,

=0.4

aw - межосевое расстояние, aw =112мм

принимаем = 45 мм;

ширина шестерни: мм

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру по формуле (2,14):

 (2.14)

Окружную скорость колёс и степень  точности передачи определим по формуле (2.15):

 (2.15)

где - угловая скорость ведущего вала редуктора, = 150,7рад/с;

- делительный диаметр ведущего вала, = 67,82мм.

При такой скорости колёс следует  принять 8 степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки определим по формуле (2.16):

 (2.16)

где - коэффициент, в соответствии с данными в таблице 3.5. [1] при 0,87, твердости HB 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи

- коэффициент в соответствии с таблицей 3.4. [1] при v=5,1м/c

 и 8 степени точности    

KHv - коэффициент в соответствии с таблицей 3.6 [1] для косозубых колёс при     имеем KHv = 1,0

Проведем проверку контактных напряжений по формуле (2.17):

 < 515,3МПа (2,17)

где aw - межосевое расстояние, aw =112мм;

- вращающий момент на ведомом валу, =213,6 ;

- коэффициент нагрузки, =1,18;

Uред. - передаточное число редуктора, uред. =2,3;

- ширина зубчатого колеса, =45мм;

Условие прочности выполнено.

Определим силы, действующие в зацеплении: окружную силу определим по формуле (2.18):

 (2.18)

где - вращающий момент на ведомом валу, ;

- делительный диаметр колеса, =156,18мм.

 Радиальную силу по формуле (2. 19):

 (2. 19)

где - тангенс угла зацепления, tg=0,36

cos - косинус угла наклона зубьев, cos =0,9732.

Осевую силу по формуле (2. 20):

 (2. 20)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (2.21):

 (2.21)

где - коэффициент нагрузки, равный . По таблице 3.7 [1] при =0,73,

HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор по таблице 3.8 [1] =1,1. Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни

у колеса

в соответствии таблицей на с.42 [1] коэффициент, учитывающий форму зуба равен:

=3,75 и =3,61

Допускаемое напряжение по формуле (2.22):

 (2.22)

где - предел выносливости при нулевом цикле в соответствии с таблицей 3.9 [1] для стали 40ХН улучшенной при твёрдости HB 350 =1,8НВ:

для шестерни ;

для колеса

- коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями на с.42 [1] равен:

Допускаемые напряжения:

для шестерни ;

для колеса .

Находим отношения:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчёт ведём для  зубьев колеса, у которого найденное  отношение меньше. Определим коэффициент неравномерности

распределения нагрузки между зубьями  .

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1,5 и 8 степени точности в соответствии с рекомендациями на с.47 [1] =0,92

Проверяем выносливость зуба колеса по формуле (2.21):

< 267,4МПа

Условие выносливости выполнено.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.

 

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при  допускаемом напряжении для стали 40ХН определим по формуле (4.1):

 (4.1)

где - вращающий момент на валу 1, = .

Диаметр выходного конца вала примем равным диаметру из стандартного ряда = 30мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем  = 40мм.

Конструкция ведущего вала представлена на рисунке 1.

Ведомый вал:

Определим диаметр выходного конца  ведомого при допускаемом напряжении для стали 40ХН вала по формуле (4.2):

 (4.2)

где T2 - вращающий момент на выходном валу T2 = 213,6 . Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда = 40мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем = 50мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем 52мм.

Конструкция ведомого вала представлена на рисунке 2.

 

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА.

 

Шестерню выполним за одно целое  с валом; её размеры определены выше:

 

Колесо кованое ее размеры определены выше:

Диаметр ступицы определим по формуле (5.1):

 (5.1)

длину ступицы определим по формуле (5.2):

 (5.2)

принимаем =70мм.

Толщину обода определим по формуле (5.3):

 (5.3)

принимаем =8мм.

Толщину диска определим по формуле (5.4):

 (5.4)

Принимаем С=14 мм.    

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА.

 

Толщину стенок корпуса и крышки определим по формуле (6.1):

 (6.1)

где aw –см. формулу (2.3).

Принимаем =8мм, =8мм.

Определим толщину фланцев поясов корпуса и крышки.

Толщину верхнего пояса корпуса  и пояса крышки определим по формуле (6.2):

 (6.2)

где - см. формулу (6.1);

нижнего пояса корпуса по формуле (6.3):

 (6.3)

где - см. формулу (6.1);

Принимаем

Определим диаметр болтов:

Фундаментных по формуле (6.4):

 (6.4)

где - см формулу (2.3);

принимаем болты с резьбой M 16;

Крепящих крышку корпуса у подшипников по формуле (6.5):

 (6.5)

где - см формулу (6.4);

принимаем болты с резьбой M 12;

Соединяющих крышку с корпусом по формуле (6.6):

 (6.6)

где - см формулу (6.4);   принимаем болты с резьбой M l0.

                    6. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

 

Компоновку обычно проводят в два  этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колес, для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в  одной проекции разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Примерно по середине листа параллельно  его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии

Вычерчиваем упрощённо шестерню и  колесо в виде прямоугольников; шестерню выполняем за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а). принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса