Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Косозубый редуктор

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы выполняют машины.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой, в результате которой учащийся приобретает навыки и знания правил, норм и методов конструирования. Выполнение проекта базируется на знаниях физико-математических и обще технических дисциплин, математики, механики, сопротивление материалов, технологии металлов, машиностроительного черчения и другие.

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых иди червячных передач, заключенный в отдельный закрытым корпус и работающий в масляной ванне. Он предназначен для понижения частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Муфта - устройство, соединяющее концы двух валов и передающее вращающий момент с одного вала на другой без изменения его значения и направления. Кроме того упругие муфты уменьшают динамические нагрузки и поглощают вибрации.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Общий КПД привода:

(1.1)

где - КПД зубчатой передачи, таблица 1.1;

- КПД одной пары подшипников качения, таблица 1.1;

- КПД цепной передачи, таблица 1.1;

- КПД в опорах вала, таблица 1.1;

- КПД учитывающий потери на муфте, таблица 1.1;

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя, кВт:

(1.2)

1.3 Определяем угловую скорость барабана, рад/с:

; (1.3)

1.4 Определяем частоту вращения барабана, об/мин:

(1.4)

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом.

По таблице П5 по требуемой мощности подходит двигатели АОП2-82-4, Р=55кВт, n_дв=1470 об/мин. d_дв=60 мм.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

1.5 Определяем передаточное отношение:

(1.5)

Намечаем, ориентируясь на таблицу 1.2, частные передаточные числа редуктора цепной передачи;

1.6 Определяем частоты вращения, об/мин, и угловые скорости, рад/с валов редуктора и барабана:

(1.6)

(1.7)

(1.8)

(1.9)

(1.10)

Таблица 1 - Кинематические параметры редуктора

Параметры	Вал	Последовательность элементов привода
Параметры	Вал	дв→м→зп→оп→РМ
Мощность, кВТ	дв
	Б
	Т
	РМ
Частота вращения, п,	дв
	Б
	Т
	РМ
Вращающий момент, н*м	дв
	Б
	Т
	РМ

2 Расчёт зубчатых колес редуктора

2.1 Выбираем материал шестерни и колеса.

Для шестерни - сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

2.2 Определяем допускаемое контактные напряжения, Н/мм²

; (2.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице 3.2 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение):

К_НL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_НL = 1;

2.3 Определяем вращающий момент на валу шестерни, Н мм:

(2.2)

2.4 Определяем вращающий момент на валу колеса, Н мм:

(2.3)

Коэффициент нагрузки К_Н_,несмотря на симметричное расположение

колёс относительно опор. Принимаем предварительно по таблице 3.1 значение К_Н = 1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

2.5 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев, мм:

(2.4)

;

Здесь принято u = u_р = 3. Ближайшее стандартное значение а= 200 мм.

2.6 Определяем нормальный модуль зацепления, мм:

(2.5)

Принимаем m_n = 2,5 мм.

2.7 Примем предварительно угол наклона зубьев = 10 и определим числа зубьев шестерни и колеса:

(2.6)

Принимаем Z₁ = 39; тогда

2.8 Определяем уточнённое значение угла наклона зубьев:

(2.7)

;

2.9 Определяем основные размеры шестерни колеса, мм:

диаметры делительные:

(2.8)

(2.9)

Проверка:

2.10 Определяем диаметры вершин зубьев, мм:

(2.10)

(2.11)

ширина колеса: ; (2.12)

ширина шестерни: ;

2.11 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(2.13)

2.12 Определяем окружную скорость колёс и степень точности передачи, м/с:

(2.14)

При такой скорости следует принять восьмую степень точности.

2.13 Определяем коэффициент нагрузки:

; (2.15)

Значение К_Нданы в таблице 3.5: при , твёрдости НВ 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Н1,155.

По таблице 3.4 при = 7,69 м/с и восьмой степени точности К1,08. По таблице 3.6 для косозубых колёс при 5 м/с имеем К_Н= 1,01. Таким образом,

;

2.14 Проверка контактных напряжений, Н/мм²:

(2.16)

2.15 Определяем силы, действующие в зацеплении, Н:

окружная: (2.17)

радиальная: (2.18)

осевая: (2.19)

2.16 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(2.20)

Здесь коэффициент нагрузки К_F=K_FK_F
.

2.17 По таблице 3.7 при _bd=1,05, твёрдость < НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно колёс К_F=1,33. По таблице 3.8 К_F= 1,3. Таким образом, коэффициент

К_F= 1,331,3=1,73;

Y_F – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни: (2.21)

у колеса: (2.22)

При этом Y_F1=3,66 и Y_F2=3,60.

2.18 Определяем допускаемое напряжение:

(2.23)

По таблице 3.9 для стали 45, улучшенной при твёрдости НВ 350, .

Для шестерни: Н/мм²;

Для колеса: Н/мм²;

- коэффициент запаса прочности, ; . Следовательно, .

2.19 Определяем допускаемое напряжение, Н/мм²:

для шестерни:

для колеса:

Находим отношение

для шестерни: ;

для колеса: ;

2.20 Определяем коэффициенты Y и :

(2.24)

2.21 Проверяем прочность зуба колеса, Н/мм²:

H/мм²<[σ]_F2=206 Н/мм²

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

3.1 Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм²,мм:

; (3.1)

;

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_b1. Иногда принимают d_b1=d_дв.

У подобранного двигателя d_дв = 60 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_дв = 60 мм и d_В1 = 40 мм. Примем под подшипниками d_П1 = 45 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рисунок 2 – Конструирование ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем Н/мм².

Диаметр выходного конца вала, мм:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_В2 = 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 = 70 мм, под зубчатым колесом d_К2 = 75 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Рисунок 3 – Конструирование ведомого вала

4 Конструктивные размеры шестерни колеса

4.1 Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры d₁=100 мм; d_a1=105 мм; b₁=85 мм.

4.2 Колесо кованое, d₂=300 мм; d_a2=305 мм; b₂=80 мм.

4.3 Диаметр ступицы, мм:

d_ст=1,6d_К2; (4.1)

d_ст=1,670=112;

Длина ступицы, мм:

l_ст=(1,21,5)d_К2; (4.2)

l_ст=(1,2÷1,5)70 =80÷105;

Принимаем l_ст = 90 мм.

4.4 Толщина обода, мм:

(4.3)

;

Принимаем мм.

Толщина диска, мм:

с = 0,3b₂;

с = 0,380=24 мм.

5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.1 Определяем толщину стенок корпуса и крышки, мм:

(5.1)

Принимаем ;

(5.2)

Принимаем ;

5.2 Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки, мм:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

(5.3)

(5.4)

нижний пояс корпуса:

; (5.5)

Принимаем ;

5.3 Определяем диаметры болтов, мм:

фундаментальных:

(5.6)

Принимаем болты с резьбой М 20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

(5.7)

Принимаем болты с резьбой М 16;

соединяющих крышку с корпусом:

(5.8)

Принимаем болты с резьбой М 12.

6 Расчёт цепной передачи

6.1 Выбираем приводную роликовую цепь (см. таблицу 5.12).

6.2 Определяем вращающий момент на ведущей звёздочке:

= = 85210 Нмм;

6.3 Передаточное число было принято:

u= 3;

6.4 Определяем числа зубьев ведущей звёздочки;

Z = 31 – 2 u; (6.1)

Z = 31 – 2 325;

ведомой звёздочки;

Z= Z u; (6.2)

Z= 26 375;

6.5 Определяем расчётный коэффициент нагрузки:

(6.3)

где Кд – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

Ка – учитывает влияние межосевого расстояния;

Кн – учитывает влияние угла наклона линий центров;

Кр – учитывает способ регулирования натяжения цепи;

Кс – при капельной смазке;

Кп – учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе;

Принимаем по таблице 5.15 среднее значение = 23 Н/мм.

6.6 Определяем шаг однорядной цепи, мм:

(6.4)

Принимаем t = 50,8 мм; Q = 22680 кгс 222264 Н; q =9,7 кг/м; F = 646 мм²; d = 14,29; h = 48,3; B_BH = 31,75.

6.7 Определяем скорость цепи, м/с:

(6.5)

6.8 Определяем окружное усилие, Н:

(6.6)

6.9 Определяем давление в шарнире, Н/мм:

(6.7)

Уточняем по таблице 5.15 допустимое давление:

= 8;

= 22;

Условие р - выполнено.

6.10 Определяем усилие в цепи, Н:

(6.8)

где Кf – коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи. При = 45, кf = 1,5; по таблице 5.12 масса 1 м цепи q = 9,7 кг/м. Межосевое расстояние = 50 t = 50 50,8 = 2540 мм = 2,540 м.

6.11 От центробежных сил Р= q = 9,7 10,371043 Н. Расчётное нагрузка на валы, Н:

R= P + 2 Р; (6.9)

R= 4214 + 2 362,5 = 4939;

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение:

n = (6.10)

где Q = 12700 (таблица 5.12) – разрывное усилие цепи, кгс.

n = что > = 10,8;

6.12 Определяем основные размеры ведущей звёздочки, мм:

(6.11)

(6.12)

Ступица звёздочки d_ст = 1,6 40 = 64 мм;

L_ст = (1,21,6) 40 = 48 64 мм;

Принимаем l_ст = 55 мм.

Толщина диска звёздочки 0,93 = 0,93 31,75 30 мм;

где В_ВН – расстояние между пластинками внутреннего звена.

6.13 Аналогично определяем размеры ведомой звёздочки, мм:

(6.13)

(6.14)

6.14 Определяем размеры ступицы звёздочки, мм:

dст = 1,6 60 = 96мм;

lст = (1,2 ÷ 1,6) × 60 = 72 ÷ 96мм, принимаем lст = 85 мм

Таблица 2 – Параметры цепной передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение
Тип цепи
Межосевое расстояние
Число зубьев звездочки:
ведущей
ведомой
Диаметр делительной окружности звездочек:
ведущей
ведомой
Диаметр окружности выступов звездочек:
ведущей
ведомой

Косозубый редуктор 📙 Курсовая → 🆔 111483