Курсовая работа

Дисциплина Детали машин

Тема «Расчёт редуктора»

Содержание

Введение

1. Кинематическая схема и исходные данные

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

5. нструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипника

9. Второй этап компоновки. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Вычерчивание редуктора

12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипника

13. Выбор сорта масла

14. Сборка 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. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), 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 (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 2.1-2.20 [Л.1]. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т – выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют 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 и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

1. Кинематическая схема редуктора

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу транспортера ;

Угловая скорость вала редуктора ;

Передаточное число редуктора ;

Отклонение от передаточного числа ;

Время работы редуктора .

1 – электромотор;

2 – ременная передача;

3 – муфта упругая втулочно-пальцевая;

4 – редуктор;

5 – ленточный транспортёр;

I – вал электромотора;

II – ведущий вал редуктора;

III – ведомый вал редуктора.

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η₁ = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η₂ = 0,99; КПД клиноременной передачи η₃ = 0,95; КПД плоскоременной передачи в опорах приводного барабана, η₄ = 0,99

2.2 Общий КПД привода

η = η₁ η2 η₃ η₄ = 0,98∙0,99²∙0,95∙0,99= 0,90

2.3 Требуемая мощность электродвигателя

P_тр = = =1,88 кВт.

где P_III-мощность выходного вала привода,

-общий КПД привода.

2.4 По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложениях [Л.1]) по требуемой мощности Р_дв = 1,88кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А112МА8с параметрами Р_дв = 2,2кВт и скольжением 6,0%.

Номинальная частота вращения

n_дв.=n_c1-s

где n_c-синхронная частота вращения,

s- скольжение

n_дв =

2.5 Угловая скорость

ω_I = = = 73,79рад/с.

2.6 Частота вращения

n_III= = = 114,64об/мин

2.7 Передаточное отношение

U_об= i = = = 6,1

где _I-угловая скорость двигателя,

_III-угловая скорость выходного привода

2.8 Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи

i_p = = =3,81– что находиться в пределах рекомендуемого

2.9 Крутящий момент, создаваемый на каждом валу.

кНм.

Крутящий момент на 1-м валу М_I=0,025кНм.

P_II=P_Ip=1,880,95=1,786 Нм.

радс

кНм.

Крутящий момент на 2-м валу М_II=0,092 кНм.

кНм.

Крутящий момент на 3-м валу М_III=0,14 кНм.

2.10 Выполним проверку

Определим частоту вращения на 2-м валу

обмин.

Частоты вращения и угловые скорости валов

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в § 12.1 [Л.1].

Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 260; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес из указанных материалов определим с помощью формулы 3.9, [1], стр.33:

где _{H limb} – предел контактной выносливости;

b – база нагружения;

K_HV – коэффициент долговечности;

S_H - коэффициент безопасности.

Значение _{H limb} выбираем из [1] табл.3.2, стр.34.

Для шестерни:

_{H limb}=2HB₁+70=2260+70=590 МПа;

Для колеса

_{H limb}=2HB₂+70=2230+70=530 МПа.

Для шестерни

= МПа;

Для колеса

= МПа.

Допускаемое контактное напряжение принимаю = 442 МПа.

Принимаю коэффициент ширины венца ψ_bRe = 0,285 (по ГОСТ 12289-76).

Коэффициент К_нβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [Л.1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_нβ = 1,25.

Внешний делительный диаметр колеса находим по формуле 3.9 1 стр.49

В этой формуле для прямозубых передач К_d= 99;

Передаточное число U=1,16;

М_III-крутящий момент на 3-м валу.

мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_e2=180 мм

Примем число зубьев шестерни z₁=32

3.1 Число зубьев колеса

z₂=z₁U=321,6=51

3.2 Внешний окружной модуль

мм

3.3 Уточняем значение

мм

3.4 Углы делительных конусов

ctq₁=U=1,6 ₁= 32⁰

₂=90⁰-₁=90⁰-32⁰=58⁰

3.5 Внешнее конусное расстояние

мм

3.6 Длина зуба

мм

3.7 Внешний делительный диаметр

мм

3.8 Средний делительный диаметр шестерни

мм

3.9 Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

мм

мм

3.9 Средний окружной модуль

мм

3.10 Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

3.11Средняя окружная скорость

м/с

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

3.12 Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 [1] при ψ_bd =0,28;консольним расположением колес и твердости НВ < 350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К_Нβ = 1,15.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, К_H=1,05 1 см. таб. 3.4

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при 5 м/с, К_H=1,05 1 cм. таб. 3.6

Таким образом, К_н = 1,151,051,05 = 1,268.

3.13 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.27) из 1

= 346,4 МПа,

346,4_H=442 МПа

Условие прочности выполнено

3.14 Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

= 1920 Н;

радиальная

592,6 Н;

Осевая

370 H

3.15 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле3.31 из 1:

.

3.16 Коэффициент нагрузки

K_F = K_Fβ∙K_F

3.17 По табл. 3.7 [1] при ψ_bd = 0,28,консольном расположении, валах на роликовых подшипниках колес и твердости НВ < 350 значение K_Fβ = 1,37.

3.18 По табл. 3.8 [1] при твердости HB350, скорости =1,02 м/с и 7-й степени точности коэффициент K_F =1,25(значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием 1 стр.53

Таким образом, K_F =1,371,25=1,71

3.19 Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев;

у шестерни

37,7 ;

у колеса