Расчет и проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Министерство образования  и науки Российской Федерации  ФГАОУ ВПО «Уральский Федеральный  университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

 

Кафедра «Детали машин»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Пояснительная записка

 

 

 

 

 

 

 

Руководитель проекта                            Парышев С. В.

Студент                               Ефремова О.А.

Группа                               МТ-200801

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Екатеринбург 2012

Содержание

 

 Задание на проектирование_________________________________________________3

 Введение________________________________________________________________4

1. Расчет кинематических и энергетических параметров привода.________________5
1. Выбор электродвигателя ____________________________________________5
2. Общее передаточное число привода ___________________________________5
3. Частоты вращения валов ____________________________________________5
4. Мощности, передаваемые валами _____________________________________6
5. Крутящие моменты, передаваемые валами _____________________________6
2. Расчет зубчатой передачи. _______________________________________________7
1. Выбор материалов зубчатых колес ____________________________________7
2. Определение допускаемых напряжений ________________________________8
3. Проектный расчет передачи __________________________________________9

2.4. Проверочный расчет  передачи _______________________________________11

   2.5. Силы в зубчатой  передаче __________________________________________11

3. Расчет клиноременной  передачи____________________________________________14

      4. Расчет валов._____________________________________________________________ _16

4.1. Предварительный расчет  валов_______________________________________16

      4.2. Уточненный расчет валов. _________________________________________ 16

5. Расчеты подшипников ____________________________________________________21

6. Расчеты шпонок _________________________________________________________ 22

7. Расчет элементов корпуса редуктора_________________________________________23

8. Смазка. ________________________________________________________________ 25

8.1. Смазка зубчатых колёс, выбор сорта масла, контроль уровня и слив масла, отдушины____________________________________________________________25

8.2. Смазка подшипников_______________________________________________25

Заключение ___________________________________________________________ 26

Библиографический список ______________________________________________27

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание на проектирование

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Редуктор - механизм, предназначенный для уменьшения частоты вращения, понижения угловой скорости и увеличения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего  момента от вала электродвигателя к  выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Рабочий механизм соединен с валом редуктора роликовой цепью.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором размещаются зубчатые или червячные передачи, неподвижно закреплённые на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёздах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используются цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

1.  Компактность.

2.  Возможность передачи  больших мощностей.

3.  Постоянство передаточного  отношения.

4.  Применение недефицитных материалов.

5.  Простота в обслуживании.

 

Зубчатые передачи бывают 3-х типов: прямозубые, косозубые  и шевронные. В моем случае используется прямозубая передача.

 

 

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.

 

1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

 

P_TP =

= =4.49 кВт

 η – общий КПД привода;

η=η₁•η₂• η₃ • η_п

η_{1- КПД ременной передачи,}

η_{2- КПД зубчатой цилиндрической передачи,}

η_{3- КПД муфты}

ηп _{- КПД одной пары подшипников качения}

η = 0,96•0,98•0,99²•0,97=0,89

 

По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S6 с мощностью P_э= 5.5 кВт , синхронной частотой вращения n_c= 1000 об/мин и скольжением S=3.3%.

 

1.2.  Частота вращения вала двигателя.

n₁= n_с (1 –

) = 1000(1 – )=967 мин^-1

 

1.3. Общее передаточное число привода.

                         u_o = = = 4.835.

 

1.4. Передаточное число зубчатой передачи.

u=u₁•u_{2, где} u_{1 – передаточное отношение ременной передачи}

                u_{2 - передаточное отношение цилиндр. зубчатой}

u_2=2,5 (по ГОСТ 2185-66)

u_{1= = =1,934}

1.5. Частоты вращения  валов

n₁= 967 мин^-1,

n₂=

= = 500 мин^-1,

n₃=

= = 200 мин^-1.

 

 

1.7 Мощности, передаваемые валами.

P₁=P_TP = 4.49 кВт,

P₂=P₁•η₁• η_п =4.49•0,96•0,99 = 4.26 кВт,

P₃=P₂•η₂• η₃• η_п =4.26•0,98•0,97•0,99 = 4 кВт.

 

1.8 Крутящие моменты на валах.

Крутящий момент на валу определяется по формуле T_i=9550 .

T₁=9550

=9950• = 44.3 Н•м

T₂=9550

=9950• = 81.3 Н•м,

T₃=9550

=9550• = 191 Н•м.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет зубчатой  передачи

 

2.1 Выбор материалов  зубчатых колес и способов  термообработки.

 

Определяем размеры  характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5  шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда:

                         D_m=24• = 20• =76.6 мм,

S_m= 1.2•

= 1.2• • = 13.4 мм.

 

   Выбираем  материалы  зубчатых колес. Принимаем для  колеса и шестерни – сталь  45, термообработка улучшение, твердость  поверхности зуба шестерни 269-302 HB, твердость поверхности зуба колеса 235-262 HB.

Определяем средние  значения твердости поверхности  зуба шестерни и колеса

НB₁= 0.5•(НB_1min+ НB_1max)= 0.5•(269+302)=285.5

НВ₂= 0.5•(НВ_2min+ НВ_2max)= 0.5•(235+262)=248.5.

 

2.2 Расчет допускаемых  напряжений.

2.2.1 Допускаемые контактные  напряжения

 

Для определения допускаемых контактных напряжений используем зависимость:

s_HPj =

,

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

Пределы контактной выносливости найдем по формулам:

s_Hlim1= 2HB₁+70=2•285.5+70=641 МПа

s_Hlim2= 2HB₂+70=2•248.5+70=567 Мпа,

 

Коэффициенты безопасности S_H1 =1.1 , S_H2=1.1

K_HLj - коэффициент долговечности:

K_HLj =

1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений

N_H01= 23.5•10⁶                      N_H02 =16.8•10⁶

 

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj,

где _h=0.25 коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима работы. 

 

Суммарное число циклов нагружения:

                   N_S1,S2 = 60 n c L_h ,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1,

L_h - ресурс передачи в часах(долговечность):

L_h= L_г•365• K_г•24• K_с•ПВ=

=6132ч.

В результате получим :

 

N_S1 = 60 n c L_h =6132•60•500•1=183.9•10⁶,

N_S2 =60 n c L_h = 6132•60•200•1=735.8•10⁶ ;

 

N_{HE 1}=

_h N_Σ1 =0.25•183.9•10⁶=46•10⁶

N_{HE 2}=

_h N_Σ2 =0.25•735.8•10⁶ =184•10⁶

 

Поскольку N_{HE 1} > N_H01 , N_{HE 2} > N_H02 

коэффициент долговечности K_HL1= K_HL2=1.            

 

Затем определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

s_HP1 =

= =582.73 МПа

                            s_HP2 = = =515.45 МПа

 

2.2.2 Допускаемые контактные напряжения изгиба

 

Вычисляем по формуле 

s_FPj=

,

где s_{F lim j} - предел  выносливости зубьев при изгибе,

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе,

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе.

Предел  выносливости зубьев при изгибе:

s_{F lim1}=1.75•HB1=1.75•285.5=499.62 МПа,

s_{F lim2}=1.75•HB2=1.75•248.5=434.88 МПа;

 

Коэффициенты безопасности при изгибе:

S_F1=1.7, S_F2=1.7

 

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки :

K_FC=  0.65

 

Коэффициент долговечности при  изгибе:

K_{FL j}=

1,

здесь q_j - показатели степени кривой усталости = 6.

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;  N_{FE j}= _Fj N_Σj ,где

_Fj-коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба для среднего равновероятного режима работы: _F=0.14.

Тогда:

N_FE1 = _F N_Σ1= 0.14•183.9•10⁶ =25.7•10⁶,

N_FE2 = _F N_Σ2= 0.14•735.8•10⁶ =103•10⁶;

 

Поскольку N_FE1> N_FE2 , примем K_{FL 1} = K_{FL 2} = 1.

 

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

 

s_FP1=

= =191 МПа,

s_FP2=

= =166 МПа.

 

2.3 Проектный  расчет передачи.

2.3.1 Межосевое расстояние  определяем из условия контактной  прочности:

= (u + 1) ,

 

 где  - коэффициент вида передачи, =450,

 K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2,

           - коэффициент ширины зубчатого венца,   =0.315,

     

= (u + 1) =450•(2.5 + 1) = 122.2 мм

Округлим  до ближайшего большего стандартного значения = 125 мм

 

 

 

 

 

2.3.2 Модуль, числа зубьев  колес и коэффициенты смещения

 

Модуль выбираем из диапазона  m= = =1.6…3.2мм

Округлим m до стандартного значения m=2.

Суммарное число зубьев:

Z

= = =125

 

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z =125.

Число зубьев шестерни:

Z₁=

= =35.7

Округлим полученное значение до ближайшего целого значения Z₁₌ 36

 

Число зубьев колеса

Z₂= Z

– Z₁=125-36=89

 

Фактическое передаточное число

u_ф =

= =2.47

 

2.3.3 Ширина зубчатых  венцов и диаметр колес.

 

Ширина зубчатого венца колеса:

b_w2=

=0.315•125=39.3

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда, b_w2 = 40мм

 

Ширину венца шестерни:

b_w1= b_w2 +4=40+4=44

Округлим b_w1 до ближайшего числа из ряда, b_w1 = 45мм

 

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Диаметры делительных  окружностей 

 

= =72мм