Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор

     

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

 

   Данный курсовой проект состоит из 30 листов расчетно-пояснительной записки формата А4, в том числе 7 схем, 2 таблиц; 3 листов графической части.

   В проекте приведен расчет цилиндрического одноступенчатого редуктора. Выполнен выбор материалов для изготовления зубчатых колёс и валов, определены допускаемые напряжения, определены геометрические размеры закрытой зубчатой передачи, осуществлён выбор двигателя, проведён проектный расчет валов, подобраны подшипники, рассчитаны шпоночные соединения. В курсовом проекте освещены вопросы смазки зубчатого зацепления и подшипников редуктора.

    Целью курсового проекта является закрепление теоретических знаний полученных при изучении дисциплины Техническая механика и получение практических навыков проектирования основных узлов и механизмов машиностроения.

 КЛЮЧЕВЫЕ СЛОВА: РЕДУКТОР, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО, ВАЛ, МУФТА, ЗУБЧАТОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ШПОНОЧНОЕ СОЕДИНЕНИЕ, КОРПУС, КРЫШКА, ПОДШИПНИК.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАCЧЕТ ПРИВОДА                                

 

                         

1.1 Определяем общей КПД редуктора по формуле:

                             h = h₁ ∙ h₂ⁿ∙ h₃ ∙h₄,                                                                  (1)

где  h₁ - КПД зубчатой передачи;

       h₂ - КПД учитывающий потери на трение в одной паре   

подшипников качения;

       h₄ - КПД муфты;

        h₃-КПД ременной передачи,

        n – число пар подшипников в редукторе.

 По таблице 1.2.1.[1]  выбираем,  h₁ =0,97 , h₂ = 0,99,    h₃=0,96, h₄=0,98

   После подстановки  получим:

                             0,98∙0,97∙0,96·0,99²=0,89

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

                                     P_тр= ,                                                                    (2)                                                                                              

где P₃ – мощность на ведомом валу редуктора (по заданию P₃=3,5 кВт);

      h - КПД редуктора.

После подстановки получим:

                             P_тр = =3,93(кВт)                                                          

1.3 Исходя из условия (3) по таблице 16.7.1 [1] выбираем асинхронный     

электродвигатель

                             P_дв ³ P_тр,                                                                   (3)

       Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А100L4У3   по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью P_дв  = 4,0 кВт , с синхронной частотой вращения n = 1500 мин ^{– 1} и скольжением 4,7%(ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения n_дв=1500-1500·0,047=1430об/мин,

 

1.4 Определяем передаточное число редуктора по формуле:                                 

                             u= ,                                                                      (4)                       

где n_дв - частота вращения электродвигателя;

       n₃ – частота вращения ведомого вала редуктора.

После подстановки получим:

                                  u = = 17,88

 

 

Принимаем передаточное число редуктора  u_ред=5, тогда передаточное

число ременной передачи        

                                        u_рем= =3,58

1.5 Определяем угловые скорости валов:

                                              w= ,                                                        (5)                                 

После подстановки соответственно получим:

w ₁ = 

=149,7 (рад/с),

w₂  =

= = 41,8 (рад/с),

w₃  =

= =8,4 (рад/с),

Определяем частоту  вращения каждого вала:

 

n₁= n_дв=1430(об/мин),

n₂=

=400(об/мин),

n₃=

=80(об/мин).

1.6 Определяем вращающие моменты на валах привода по формулам:

                                                T= ,                                                         (6)                                                                                       

После подстановки соответственно получим:

T₁=

=26,3 (Н∙м) =26,3·10³(Н∙мм)

T₂=Т₁u_рем∙h₃ ∙h₂=26,3·3,58·0,99·0,96=89,3(Н·м)=89,3∙10³(Н∙мм)

 

T₃=Т₂u_ред∙h₁∙h₂∙h₄=89,3·5·0,97·0,99·0,98=420(Н·м)=420∙10³(Н∙мм)

 

Определяем мощность на валах привода:

Р₁=3,93(кВт)

Р₂=Р₁∙h₃ ∙h₂=3,93·0,99·0,96=3,74(кВт)

 

Р₃=Р₂∙h₁∙h₂∙h₄=3,74·0,97·0,99·0,98=3,5 (кВт)

 

 

 

 

 Таблица 1- Кинематические характеристики редуктора

 

Характеристики	Единицы измерения	Обозначение	Численное значение
Мощность	кВт	p(тр)	3,74
		p2	3,5
Передаточное число	-	u	5
Частота вращения	Мин-1	n1	400
		n2	80
Угловые скорости	Рад/с	w1	41,8
		w2	8,4
Вращающий момент	Н·мм	T1	89,3∙103
		T2	420∙103

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ И    

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

 

 

    Примем для  шестерни и колеса разные марки  стали, но одинаковые виды 

термообработки.

    По таблице 3.3 [2] примем для шестерни Сталь 45 улучшенную с

твердостью HB 230, для колеса Сталь 45 улучшенную с твердостью HB

200.

2.1   Определим предельно  допустимые напряжения:

                                       [σ_н]= ,                                                (7)

где σ_hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов

определяемый по формуле (8);

      K_Hl коэффициент долговечности;

      S_н - коэффициент запаса.

             

                               σ_Hlimb=2HB+70.                                                      (8)

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_Hl =1;

коэффициент запаса S_н =1,1.

После подстановки получим:

[σ_н1] =

=482 (МПа)

[σ_н2] =

=428 (МПа)

Расчетное допускаемое  напряжение определим по формуле:

 

                                [σ_н]=0,45∙( [σ_н1]+ [σ_н2] )                                           (9)

После подстановки получим:

[σ_н]=0,45∙( 482+428)=410 (МПа)

 

Проверка [σ_н] £1,23[σ_н2]

410(МПа)£526(МПа)

Условие выполнено.

 

 

 

 

 

 

3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ  ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕДАЧИ И ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ РАЗМЕРОВ КОЛЁС

 

 

 

3.1 Опредедяем межосевое расстояние по формуле:

                            а_ω=k_a∙(u+1)∙ ,                                 (10)

где Т₂- вращающий момент на ведомом валу; при симметричном

расположении колеса относительно опор коэффициент K_Hb=1,0;

       u – передаточное число;

      [σ_н] – предельно допустимое напряжение;

      y_ba- коэффициент ширины венца по отношению к межосевому

расстоянию.

 По рекомендациям ГОСТ 2185-65 для косозубых колес y_bа=0,4; для

косозубых колес k_а=43.

 После подстановки  получим:

а_ω=43∙(5+1)∙

=162,5 (мм)

 

Ближайшее значение а_ω=160 (мм)

3.2 Нормальный модуль зацепления определим по формуле:

                             m_n=(0,01…0,02) а_ω.                                                (11)              

После подстановки получим:

                             m_n=(0,01…0,02)∙160= 1,6…3,2(мм)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=2 (мм)

3.3 Принимаем угол наклона зубьев β=10º. Определим числа зубьев

шестерни и колеса по формулам:

                                   z₁= ;                                                 (12)

                                   z₂= z₁∙u.                                                            (13)

После подстановки для  шестерни и колеса соответственно получим:

z₁=

=26,3

Тогда принимаем z₁=26.

z₂= 26∙5=130

 Принимаем z₂=130.

 

 3.4 Уточним угол наклона зубьев β по формуле:

                                    cosβ= .                                      (14)

После подстановки получим:

cosβ=

=0,975

Угол β=12,8386º

3.5 Основные размеры зубчатой пары:

Определим делительные диаметры по формуле:

                                     d= ∙z.                                                      (15)

После подстановки для  шестерни и колеса соответственно получим:

d₁=

∙26=53,33 (мм)

d₂=

∙130=266,67(мм)

Проверим межосевое  расстояние по формуле:

                                   а_ω= .                                                     (16)

После подстановки получим:

а_ω=

=160 (мм)

Определим внешние диаметры  окружности вершин зубьев шестерни и 

колеса по формуле:

                                    d_a=d+2m_n.                                                       (17)

После подстановки для  шестерни и колеса соответственно получим:

d_a1=53,33+2∙2=57,33 (мм)

d_a2=266,67+2∙2=270,67(мм)

 

 Определим диаметры  впадин зубьев:

d_f1= d₁-2,4m=53,33-2,4·2=48,53(мм)

d_f2= d₂-2,4m=266,67-2,4·2=261,87(мм)

 

Ширину колеса и шестерни определим по формуле:

                                     b₂=ψ_ba·a_ω;                                                    (18)

                                    b₁=b₂+4 (мм.)                                                  (19)

После подстановки получим:

                                           b₂=0,4·160=64(мм) 

 

Принимаем      b₂=64мм