ПЛК 06.06.01.00 ПЗ - Редуктор двухступенчатый соосный

СОДЕЖАНИЕ.

С.

1. Задание на проектирование 3

2. Введение 4

3. Кинематический расчет 5

4. Расчет передач 8

4.1. Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи 8

4.2 Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи 12

5. Предварительный расчёт валов редуктора 16

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса 17

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора 18

8. Первый этап компоновки редуктора 19

9. Проверка прочности шпоночных соединений 20

10. Проверка долговечности подшипников 21

11. Второй этап компоновки редуктора 27

12. Уточненный расчет одного из валов редуктора 28

13. Посадки зубчатых колес и подшипников 30

14. Выбор сорта масла и сборка редуктора 31

15. Вычерчивание редуктора 32

Список использованных источников 33

1. Задание на проектирование.

Спроектировать соосный двухступенчатый редуктор, для привода ленточного конвейера. Редуктор цилиндрический косозубый.

Исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу: Т₄ = 1000 Н·м;

Передаточное число редуктора: U = 50

Частота вращения входного вала: n₁ = 1500 об/мин

Рис 1.1 Кинематическая схема редуктора.

2. Введение.

Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. Редуктор – неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Размещение передач зацепления в отдельном закрытом корпусе гарантирует достаточную точность монтажа, хорошую смазку и соответственно высокий КПД, меньший износ, а также надежную защиту передач от влияния окружающей среды. Редукторы различных типов с постоянным передаточным числом широко используют во всех отраслях хозяйства. Самыми распространенными являются редукторы, которые состоят из цилиндрических зубчатых передач.

Соосная схема позволяет получить меньше габариты по длине; это ее основное преимущество. В соосных редукторах быстроходная ступень зачастую недогружена, так как силы, возникающие в зацеплении колес тихоходной ступени, значительно больше, чем быстроходной, а межосевое расстояние ступеней одинаковое. Указанное обстоятельство является одним из основных недостатков соосных редукторов. Кроме того, к их недостаткам относятся: большие габариты, затруднительность смазывания подшипников расположенных в средней части корпуса, большое расстояние между опорами промежуточного вала.

Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когда нет необходимости иметь 2 выходных конца быстроходного или тихоходного вала, а совпадение геометрических осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода.

3. Кинематический расчет двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора.

Исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу: Т₄ = 1000 Н·м;

Передаточное число редуктора: U = 50

Частота вращения входного вала: n₁ = 1500 об/мин

1.1 Определим общий КПД привода:

_{привода} = ³_зуб  ³_подш  _муфты,

где: _зуб – КПД зубчатой передачи;

_подш – КПД подшипников;

_муфты – КПД муфты.

_муфты = 0,98; _зуб = 0,98; _подш = 0,99;

_{привода} = 0,98 ²  0,99 ³  0,98 = 0,931

1.2 Определим мощность двигателя:

Исходя из мощности ориентировочных значений частот вращения, используя
табл. П1 [1, с. 390] выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 100L4/1430. Мощность Р_ДВ = 4 кВт; синхронная частота равна 1500 об/мин.

С учетом проскальзывания

1.3 Определим общие передаточные числа привода и разобьем его между
ступенями:

Используя табл. 1.3 [2, с. 7] имеем:

u_быстр = u_ред/u_тих; u_тих = 0,95 u_ред;

Следовательно:

u_тих = 0,95 = 6,71; Принимаем U_тих=7

u_быстр = 25 / 7 = 7,1; Принимаем U_быстр=7

1.4 Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:

Рис.3.1. Кинематическая схема редуктора.

4 вал частота вращения:

окружная скорость:

вращающий момент: Т₄ = 1000 Нм;

3 вал частота вращении

окружная скорость:

вращающий момент:

2 вал частота вращения:

окружная скорость:
вращающий момент:

1 вал частота вращения с учетом проскальзывания:

окружная скорость:
мощность:

вращающий момент:

Все полученные данные сводим в таблицу 1.

Таблица 1.

4 Расчет передач

4.1 Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи.

Материал шестерни: сталь 40ХН, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 50HRC;

Материал колеса: сталь 40Х, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 45HRC.

Так как редуктор будет иметь продолжительное время эксплуатации, то коэффициент долговечности К_HL=1, а коэффициент безопасности

Допускаемые контактные напряжения:

;

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле

: Допускаемое контактное напряжение для колеса

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Тогда допускаемое контактное напряжение:
.

Требуемое условие выполнено.

Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметрического расположения колес, значение K_Hβ=1,35

Межосевое расстояние передачи

,

где - коэффициент вида колес;

- момент на колесе;

- коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимаем стандартное ближайшее значение

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем по ГОСТ 9563-60*

Предварительно примем угол наклона зубьев β = 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁ = 16; тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин:

шестерни

колеса

ширина колеса:

ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

По ГОСТ 1643-81 [1, с. 32] для косозубых колес при скорости V до 10 м/с следует назначить 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Значения K_Hβ даны в табл.3.5 [1, с. 39] при Ψ_bd=1,1, твердости НВ >350 и несимметричном расположении колес относительно опор K_Hβ = 1,325.

По табл. 3.4. [1, с. 39] при v=3,742 м/с и 8-ой степени точности K_Hα = 1,06.

По табл. 3.6 [1, с. 40] для косозубых колес при V ≤ 5 м/с имеем K_HV = 1,0. Таким образом:

Проверка контактных напряжений по формуле:

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Коэффициент нагрузки:

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца см [1, с. 43, табл. 3. 7];

- коэффициент динамичности нагрузки см [1, с. 43, табл. 3. 8];

Эквивалентные числа зубьев

у шестерни:

у колеса: .

Тогда

;

.

По табл. 3.9 [1, с. 44-45] для стали 40ХН с объемной закалкой для колеса
;

Коэффициент безопасности ,

Где (по табл. 3.9), (для поковок и штампов).

Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

колеса:

Находим отношения :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент наклона зубьев

При учебном проектировании можно принимать среднее значение ε_α = 1,5 и степень точности 8-ю; тогда K_Fα = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1, с.46]:

Условие прочности выполнено.

4.2 Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи.

Материал шестерни: сталь 40ХН, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 50HRC;