Расчет зубчатых колес редуктора

 

 

Оглавление

 

Введение……………..…………………………………………………………….4

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет………………………….5

2. Расчет зубчатых колес редуктора……………………………………………...7

2.1. Расчет допускаемых контактных напряжений……………………………...7

2.2. Расчет межосевого расстояния……………………………………………….8

2.3. Проверка контактных напряжений и зубьев на выносливость…………….9

3. Предварительный расчет валов  редуктора……………………………………11

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса………………………………...12

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора………………………………...13

6. Расчет ременной передачи……………………………………………………..14

7. Компоновка редуктора…………………………………………………………17

8.Проверка долговечности подшипников ведомого вала…………...………….19

9.Проверка прочности шпоночных соединений………………………………..22

10. Уточненный расчет  ведомого вала………………………………………….23

11. Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора…………….26

12. Выбор смазочного материала………………………………………………...26

Заключение…………………………………………………………………………27

Литература…………..……………………………………………………………..28

Приложение. Спецификации…………………………………………………..…29

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Основная цель выполнения курсового проекта в освоении и закреплении навыков проектного расчета механических передач и деталей этих передач, получения практических навыков конструирования и проектирования редуктора, [1].

В расчетно-пояснительной записке представлены расчеты привода редуктора, который состоит из цилиндрического одноступенчатого редуктора и ременной передачи, используемая литература и приложение, где размещены спецификации и чертежи. При выполнении всех расчетов и разработке чертежей использовалась литература [1, 2, 3, 4, 5, 6, 7] представленная в расчетно-пояснительной записке.

В первом разделе представлен кинематический расчет привода редуктора это основной этап проекта, который определяет основные параметры привода редуктора на  основе индивидуального задания, выполнен по рекомендациям литературы [1, 2, 7].

Во втором разделе определены параметры зубчатой передачи редуктора на основе проектного, а затем  проверочного  расчетов на контактную выносливость поверхности зубьев передачи, [1, 2, 3].

В третьем разделе определяются на основе проектного расчета диаметры валов редуктора и подбор подшипников качения, [1, 3,4,6].

В четвертом разделе определены конструктивные размеры шестерни и колеса зубчатой передачи, а в пятом конструктивные размеры корпуса редуктора, [1, 2, 3,4,6].

В шестом разделе определены все параметры ременной передачи, [1, 2,3,4,5].

В седьмом разделе разрабатывается первый этап компоновки редуктора, [2,6].

В восьмом разделе проверяется долговечность подшипников наиболее быстроходного вала редуктора, [1, 2,5].

В девятом разделе определена прочность шпоночных соединений, [1, 2,3,4,7].

В десятом уточняют диаметр вала редуктора – ведомого наиболее нагруженного проверкой на усталостную прочность, [1,3,4].

Все расчеты представленные в РПЗ выполнены в соответствии с индивидуальным заданием, с использованием литературы [1,2,3,4,5,6,7] и консультаций с научным руководителем курсового проекта.

 

 

 

 

 

 

 

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

 

          Требуемая мощность электродвигателя привода, определяется по формуле:

                                           ,

где h=h1×h2×h3×h4 – коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД; F – сила передаваемая цепью; Vл - скорость цепи редуктора.

По табл. 1.1, [1], принимаем:

-КПД пары цилиндрических зубчатых колес h1=0,98;

-КПД, учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения h2=0,99;

-КПД открытой ременной передачи h3=0,96;

-КПД, учитывающий потери в опорах вала приводной звезды h4=0,99. Теперь можем определить общий КПД привода:

h=0,98×0,992×0,96×0,99=0,91.

Требуемая мощность электродвигателя:

Частота вращения звезды

Угловая скорость звезды

По табл. П1, [1], принимаем электродвигатель асинхронный серии 4А с повышенным пусковым моментом.

По требуемой мощности подходит электродвигатель: 4А112М8,

Nдв=3 кВт и скольжением 5,8%. Номинальная частота вращения вала электродвигателя, с учетом скольжения, nдв=750 – 0.058*750 =706 мин-1.

 

Передаточное отношение привода:

Принимаем для редуктора передаточное отношение i1 = 5, тогда для ременной передачи:

 i2 = i пр / i 1 = 15,3/ 5 =3,06.

Проверяем общее передаточное отношение привода:

 

iоб = i1×i2 = 5 × 3,06 =15,3.

Частота вращения и угловая скорость для валов редуктора:

- ведущий вал редуктора  мин-1,

;

-ведомый вал редуктора:

;

;

Частота вращения и угловая скорость валов ременной передачи:

- частота вращения и угловая скорость ведомого шкива ременной передачи совпадает с угловой  скоростью и частотой вращения ведущего вала редуктора (шкив установлена на выходном конце ведущего вала);

- ведущая звездочка:

                           nдв = n3 = 705 мин-1;

 

                                            .

 

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

 

вал двигателя	n1 = nдв = 705 мин-1	ω1 = ωдв = 73.4 рад/с
Ведущий вал редуктора	n2 =230 мин-1	ω2 = 24 рад/с
Ведомый вал редуктора	n3=46 мин-1	ω3 = 4,8 рад/с

 

Вращающие моменты:

- на валу шестерни:  ;

          - на  валу колеса:  Т2 = 125·5,0 =625 Н·м.

 

2.Расчет зубчатых колес редуктора

2.1.Расчет допускаемого контактного напряжения

По табл. 3.3, [1], выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230;

для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение [s]н определяем по формуле (3.9, [1]):

,

где sh lim b– предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

KHL – коэффициент долговечности;

[n]H – коэффициент безопасности.

По табл. 3.2, [1], для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение) sH lim b=2НВ+70.

Для длительной эксплуатации редуктора, принимаем KHL = 1; коэффициент безопасности [n]H=1,10.

Получим расчетные допускаемые контактные напряжения для косозубых колес:

- для шестерни

• для колеса

                                     

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

                        [σH ] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [σH ] ≤ 1,23 [σH2 ] выполнено.

 

2.2.Расчет межосевого расстояния

Межосевое расстояние определяется из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле 3.7, [1]:

, мм

где Т2 – вращающий момент на ведомом валу редуктора; для косозубых колес Ка = 43; коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КНb = 1,25; коэффициент ширины венца для косозубых колес yва = b/aW = 0,4.

          Определим межосевое расстояние:

      

Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния (по СТ СЭВ 229-75): 

 аW = 200мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации : 

mn = (0,01 ÷ 0,02) аW = 2 ÷4 мм; принимаем по ГОСТ 13755-81 mn= 2,0 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев b=10° и определяем число зубьев шестерни и колеса по формуле, [1]:

Принимаем z1 = 32; тогда   z2 = z1×I = 32×5 =160.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

b = 16°20´.

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

- диаметры делительные:

.

Делаем проверку межосевого расстояния:

                        .

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса и шестерни определяется по формулам:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

                   V = ω1 d1/ 2 = 73.4·66 / 2 103 = 2.3м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

 

2.3.Проверочный расчет зубчатой передачи

 

Проверка контактных напряжений производится по формуле 3.6, [1]:

,

где КН – коэффициент нагрузки:

КН= КНb× КНa× КНv

По табл. 3.5, [1], при ybd=1,48, твердости £НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи КНb=1,2.

По табл. 3.4, [1], при V =1,68 м/с и 8-й степени точности  КНa»1,09.По табл. 3.6, [1], для косозубых колес при V< 5 м/с,  КНv=1,0. Получим значение коэффициента нагрузки:

КН=1,2×1,09×1,0=1,308.

Теперь проверим контактные напряжения:

,

 или  401 Н/мм2 < 410 Н/мм2 .

Контактные напряжения меньше допускаемых контактных напряжений. Условие прочности выполнено.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба осуществляется по формуле 3.25, [1]:

                                     Н/мм2,

Силы действующие в зацеплении:

- окружная  Ft = 2T1 / d1 = 2 · 125 · 103 / 66 = 4030 H;

- радиальная Fr = Ft tgα / cosβ = 4030 · 0,364/0,96 = 1528 Н;

- осевая  Fa = Ft · tgβ = 4030 · 0,26 =1048 H.

 

3. Предварительный расчет валов редуктора

 

Предварительный расчет проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала определяется по формуле 6.16 [1]:

, мм

где [t]К=25 Н/мм2 – допускаемое значение на кручение для валов из стали 45.

Диаметр вала под подшипники примем dп1=50мм. Шестерню выполним за одно целое с валом

Ведомый вал.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [t]К=20 Н/мм2.

Диаметр выходного конца вала:

Из стандартного ряда по ГОСТ 6636-69, принимаем значение dв2 = 56мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем:

- dп2 = 65 мм,

- под зубчатым колесом dк2 =70 мм.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом звезды, то необходимо согласовать диаметры. В приводах, испытывающих ударные нагрузки, принимают упругие муфты. Принимается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dв=56мм и dпривод=56мм (расхождение диаметров не должно превышать 20%).

 

 

 

 

 

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора

 

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры (см. разд. 2) определены выше:

                                               - делительный диаметр: d1 = 66мм;

                                               - диаметр вершин зубьев: dа1 = 70мм;

                                               - ширина шестерни: b1 =85мм.

Колесо, по способу изготовления, кованное. Размеры колеса,  следующие:

                                 - делительный диаметр:  d2 =334 мм;

                                 - диаметр вершин зубьев: da2 = 338 мм; 

                                 - ширина колеса: b2 = 80 мм;

- посадочный диаметр колеса на вал: dК2 = 65 мм.

Диаметр ступицы рассчитывается по формуле:

dст = 1,6×dК2 = 1,6 × 55 = 88 мм.

Длина ступицы lст = (1,2¸1,5)dК2 = (1,2¸1,5) × 55 = 66 ¸82,5мм.

Принимаем длину ступицы – lст = 72мм.

Толщина обода d0 = (2,5¸4)mn = (2,5¸4) × 2 = 5 ¸ 8мм.

Принимаем d0 = 8мм.

Толщина диска с = 0,3×b2 = 0,3 × 72 =22мм.

 

 

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

                        d = 0,025аw+1 = 0,025×200+1=6.5 мм.

Принимаем d = 8мм.

                           d1 = 0,02аw+1 = 0,02×200+1= 6мм.

Принимаем d1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

• верхнего пояса корпуса и пояса крышки

                     b = 1,5d = 1,5×8 = 12 мм; b1 = 1,5d1 = 1,5×8=12 мм

• нижнего пояса корпуса

                     p = 2,35d = 2,35×8 = 19мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметры болтов:

• фундаментальных

            d 1= (0,03¸0,036)аω+12 = (0,03¸0,036) ×180 + 12 = 17 ¸ 18 мм,

            принимаем болты с резьбой М18;

• крепящих крышку и корпус у подшипников

                          d2 = (0,7¸0,75)d1 = (0,7¸0,75) × 18 = 13¸13,5 мм,

            принимаем болты с резьбой М14;

• соединяющих крышку с корпусом

                               d3 = (0,5¸0,6)d1 = (0,5¸0,6) × 18 = 9¸12мм,

             принимаем болты с резьбой М12.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Расчет ременной передачи

 

1. Крутящий момент на ведущем шкиве Т2 =31,2Нм

Выбираем ремень типа А с диаметром ведущего шкива dd1min =90 мм

2. С целью повышения долговечности принимаем диаметр dd1 = 100