Зубчастый цилиндрический редуктор

Министерство образования  и науки Украины

Сумский государственный университет

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ РАБОТА

 

ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

 

Пояснительная записка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил                                                                         Козачёк А. Ю.

Группа                                                                                    Х-61

Вариант                                                                                     57

Проверил                                                                           Олада Е. Н.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2009

Задание

Спроектировать  зубчатый цилиндрический редуктор с  корпусом литой конструкции, который вместе с клиноременной передачей и упругой втулочно-пальцевой муфтой передают вращательный момент от электродвигателя к компрессору.

 

                                   Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

 

Исходные данные:

 

Крутящий  момент на выходном валу                               Твых=115 Нм

Передаточное  число редуктора                                        Uред=8

Передаточное  число клиноременной передачи                       Uпер=2

Частота вращения входного вала                                   n=49 с^-1

Материал  колеса                                                        35ХМ

Термообработка  колеса                                  Улучшение и закалка

Материал  шестерни                                                       35ХМ

Термообработка  шестерни                              Улучшение и закалка

Введение

 

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный  в виде отдельного агрегата,  и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначенее редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение  вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

Редуктор  состоит из корпуса, в котором  помещают элементы передачи. В отдельных  случаях в корпусе редуктора  размещают также устройства  для  смазывания зацеплений и подшипников  или устройтсва для охлаждения.

Редуктор  проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес.

Основными преимуществами зубчатых передач являются: высокая нагрузочная способность, малые габариты, большая долговечность и надежность работы, высокий КПД, постоянство передаточного отношения, возможность применения в широком диапазоне скоростей, мощностей и передаточных отношений.

Среди недостатков  зубчатых передач можно отметить повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую жесткость.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

С

1. Кинематический  расчет привода………………………………………………………………………………….……………………5                                   

2. Расчет зубчатой передачи……………………………………………………………………………………………………..………….7                                 

3. Предварительный расчет валов…………………………………………………………………………………………….…………15                                  

4. Расчет ременной передачи………………………………………………………………………………………………………..………17              

5. Проверка долговечности  подшипников…………………………………………………………………………………..……….19                           

6. Проверка прочности шпоночных соединений………………………………………………………………………..……….29

7. Расчет и  выбор муфты………………………………………………………………………………………………………………..……..31

8. Уточнённый расчёт валов………………………………………………………………………………………………………….…….32

9. Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………………………………………………………..………35         

10. Выбор сорта масла…………………………………………………………………………………………….………………………..…….36

11. Сборка редуктора…………………………………………………………………………………………………………………………..…..37    

 

Литература…………………………………………………………………………………………………………………………………………….38 

            

Приложение А:  Спецификация сборка

Приложение  Б:  Спецификация монтаж                                     

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Кинематический  расчёт привода

 

Мощность на валу электродвигателя определяется по формуле:

 

                           

                     (1.1)

 

   , где i - число зубчатых пар редуктора;

     nвых - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

      - коэффициент полезного действия клиноременной передачи =0,96 [1, табл. 1.1];

      - коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых

           колёс =0,97 [1, табл. 1.1];

      - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения =0,99 [1, табл. 1.1];

      - коэффициент полезного действия муфты =0,98 [1, табл. 1.1].

 

                    nвых=                                       (1.2)

 

 nвых= ;                                                         

 

Частота вращения электродвигателя:

 

                                                               (1.3)

 

об/мин

По  ГОСТу 19523-81  по требуемой мощности N_дв = 5,01 кВт и частота вращения nдв=1470 выбираем электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А112М4 с параметрами N_дв = 5,5 кВт и скольжением S = 3,7%

 

Редуктор данного  типа имеет две ступени: тихоходную и быстроходную. Так как общее передаточное число Uред=8, то тогда передаточное число для быстроходной ступени Uб=3,15, а для тихоходной Uт=2,5.

 

 

 

Мощность, которая  передаётся на входящий вал редуктора, равна:

 

                              

                              (1.4)

 

 кВт;

Крутящий момент на входящем валу редуктора, равна:

 

                                                             (1.5)

 

 Нм;

Мощность  на промежуточном валу редуктора, равна:

 

                                                        (1.6)

 

 кВт;

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора, равна:

 

                                        (1.7)

 

 Нм;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расчет зубчатой передачи

 

Исходные данные:

- для колеса – улучшение + закалка 40 HRС;

- для шестерни – улучшение +  закалка 45 HRС

- крутящий момент  на промежуточном валу - Тпр=51,37 Нм

- крутящий момент  на выходном валу - Твых=115 Нм

 

2.1 Допускаемые  контактные напряжения и напряжения  на изгиб  

 

 Допускаемые  контактные напряжения определяется  по формуле:

 

  [s_Н] =                         (2.1)

 

,где  s_{Н lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.                

              Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев       

              более HB 350 и термической обработкой - улучшение + за-

              калка: s_{Н lim b} = 18HRС + 150 [1, табл3.3];

        k_HL - коэффициент долговечности,  для длительно работающе пе

              редачи принимают  k_HL = 1

       [S_Н]-коэффициент безопасности, для закалённой стали      

             [S_Н]=1,20[1,с3.3]:

 

 Для прямозубых  колес расчетное допускаемое  контактное напряжение будет равно допускаемому контактному напряжению для колеса:

 

  [s_Н] =                      (2.2)

 

[s_Н] МПа

Допускаемое напряжениям изгиба определяется по формуле:

 

                               (2.3)

 

    - придел выносливости, для стали 35ХМ с термообработкой улучшение +

               закалка при твердости НВ>350 .

    - коэффициент безопасности определяется как произведение 

                двух коэффициентов:

       -  коэффициент учитывает нестабильность свойств материала зубчатых

                 колес, .

         - коэффициент учитывает способ получения заготовки зубчатого колса: 

                  

             для поковок и штамповок

 

Следовательно,  

 

Допускаемые напряжения:

  ;

 

Далее расчёт быстроходной и тихоходной ступеней ведётся отдельно. 

 

Быстроходная ступень

 

2.2 Межосевое расстояние, модуль и числа зубьев:

 

Межосевое расстояние вычисляется по формуле:

 

а_W = к_а×(U+1)                (2.4)

 

 

,где Ка=4950 для  прямозубых передач

     - коэффициент ширины зуба. При несимметричном расположении

           зубчатых колес относительно опор:                              

  

     - коэффициент концентрации нагрузки зуба. Для приработанных                            

           колёс он равен:

 

Тогда межосевое расстояние:

а_W = 4950×(3,15+1) м = 70мм

Принимаем стандартное межосевое расстояние a_W = 80 мм согласно

ГОСТ 2185-66 [1, с.36].

 

Делительный диаметр колеса равен:

 

                                  (2.5)

 

м

Ширина  колеса равна:  м принимаем b2=20мм., тогда ширина шестерни: .

 

 

Модуль  зацепления принимаем по следующей  рекомендации:

 

                         (2.6)

 

, где  =6,6 для прямозубых колёс

        - допускаемая нагрузка на контактную прочность, =310Мпа

 

м

принимаем по ГОСТ 9563-60 [1, с.36] m = 1 мм.

 

Определим общее число зубьев:

 

                               (2,7)

 

                                          

 

Число зубьев на шестерне равно:

 

                                 (2,8)

 

принимаем 39

,тогда Z₂ = 160 - 39 = 121

 

Фактическое передаточное число:

 

                                   (2,9)

 

Определим погрешность, она не должна превышать 4%:

 , что является в поле допустимого.

 

2.3 Геометрические  параметры пары

 

Делительные диаметры шестерни и колеса:

;

 

.

 

Проверяем межосевое расстояние

 

 

 

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

 

;

.

 

Диаметры  впадин зубьев:

 

d_f1 = d₁ – 2,5т_п = 39 – 2,5×1 =36,5 мм

d_f2 = d₂ – 2,5т_п = 121 – 2,5×1 = 118,5 мм

 

 

  2.4 Силы в зацеплении

 

 

Окружную  силу F_t определяем по формуле:

 

                           (2.10)

 

Радиальную  силу F_r  определяем по формуле:

 

                         (2.11)

 

 

Окружная  скорость колес:

 

V_К = = = 5,9 м /с

Степень точности передачи: для шевронных  колёс при данной скорости следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 [1, с.32]:.

 

2.5 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.

Проверка зубьев колеса по контактным напряженим выполняется по следующей формуле:

 

s_Н =                 (2.12)

 

   , где - коэффициент нагрузки, ;

        - коэффициент распределения нагрузки, по [1,табл3.4];

        - коэффициент динамической нагрузки, по [1,табл3.6].

 

тогда получим

s_Н= =585МПа 725МПа

Условие прочности выполнено.

 

2.6 Проверка  зубьев по напряжениям изгиба:

 

Проверка  зубьев по напряжениям изгиба выполняется  по формуле:

 

                      (2,13)

 

   ,где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, для

               прямозубых колёс =1 по [1,табл3.7];

      - коэффициент динамической нагрузки, =1,2 по [1,табл3.8];

      - коэффициент концентрации нагрузки зуба. Для приработанных

             колёс он  равен:

 

 

      - для прямозубых колёс =1;