Расчет редуктора прямозубого

    Введение

    Заданием  на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода для цепного конвейера. Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя 1, одноступенчатого цилиндрического редуктора 3, цепной передачи 4 и приводного вала 5. Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора используется упругая муфта 2.

    Исходными данными для проектирования являются мощность на ведомом валу привода P_B =       кВт и число оборотов ведомого вала привода n_B =      об/мин.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода конвейера

    Редуктор  предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу конвейера, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройство для смазывания зацепления и подшипников.

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

   1.1 Определение расчетной мощности электродвигателя

   Определяем  общий КПД привода

,                                           (1)

   где η_м – КПД муфты, принимаем η_м = 0,99;

       η_зп – КПД зубчатой передачи редуктора, принимаем η_зп = 0,97;

       η_оп – КПД открытой цепной передачи, принимаем η_оп = 0,93;

       η_п – КПД пары подшипников, принимаем η_п = 0,99;

   Определяем  расчетную мощность электродвигателя, кВт

,                                                       (2)

   1.2 Выбор электродвигателя

   Подбираем электродвигатели серии 4А с номинальной  мощностью P_ном = 2,2 кВт. Параметры выбранных электродвигателей сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P_ном =  2,2 кВт

   Для окончательного выбора электродвигателя, необходимо определить передаточное число привода и его ступеней для всех типов двигателей.

   Определяем  передаточное число привода для первого варианта электродвигателя

,                                               (3)

   Передаточное  число редуктора принимаем u_ред = 4, тогда передаточное число открытой передачи составит:

    ,                                                       (4)

   Аналогично  определяем передаточные числа для  остальных вариантов электродвигателя, оставляя при этом передаточное число редуктора постоянным. Результаты расчетов сводим в таблицу 2

 Таблица 2 – Определение передаточного числа привода и его ступеней

   Окончательного  выбираем второй вариант электродвигателя. Характеристики принятого электродвигателя и все параметры, необходимые для дальнейших расчетов, сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Результаты энергетического расчета

   1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

   Расчет  элементов привода выполняем  по расчетной мощности Р_эд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): 1 – быстроходный вал редуктора; 2 – тихоходный вал редуктора; 3 – приводной вал конвейера. Для каждого вала определяем частоту вращения n, мощность Р и вращающий момент Т.

Рисунок 2 – Обозначение валов привода

   Определяем  частоту вращения каждого вала:

   Определяем мощность на каждом валу:

   Определяем  крутящий момент на каждом валу:

   Результаты  расчетов сводим в таблицу 4

 Таблица 4 – Кинематические и силовые параметры привода

   2 Расчет зубчатой передачи редуктора

   2.1 Выбор материалов  для изготовления  шестерни и колеса

   Принимаем для шестерни сталь 45, а для колеса сталь 45Л. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5

 Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатых колес

   Для обеспечения  одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие:

,                                         (5)

   Поэтому принимаем HB₁ = 210; HB₂ = 180.

   2.2 Определение допускаемых  контактных напряжений

   Определяем  предел контактной выносливости при  базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

    ;                                                (6)

   Определяем  допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

    ,                                             (7)

где K_НL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_НL = 1;

S_Н – коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес S_Н = 1,1;

   Для прямозубых передач из нормализованных  или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ_H1], и колеса [σ_H2].

   Принимаем

   2.3 Определение допускаемых  напряжений изгиба

   Определяем  предел выносливости при изгибе, соответствующий  базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

    ;                                            (8)

   Определяем  допускаемые напряжения изгиба для  шестерни и колеса

                                                 (9)

где K_FL – коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_FL = 1;

S_F – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

                                                   (10)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;

 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для литых заготовок ;

   2.4 Проектировочный  расчет на контактную  выносливость

   Определяем  межосевое расстояние передачи, мм

,                                (11)

где  K_a – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач K_a = 49,5 МПа^1/3;

ψ_ba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψ_ba = 0,25;

u_ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, u_ред = 4;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Т₂ = 69,1 Н∙м;

[σ_H] – допускаемые контактные напряжения, [σ_H] = 390,9 МПа;

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K_Нβ = 1;

   принимаем a_w = 120 мм.

   По  эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм

                                                (12)

   принимаем m = 2 мм.

   Определяем  числа зубьев шестерни и колеса

                                       (13)

   принимаем z₁ = 24; z₂ = 96.

   Определяем  фактическое передаточное число зубчатой передачи

    ;                                                      (14)

   Определяем  расхождение с ранее принятым передаточным числом

   Определяем  делительные диаметры колес, мм

                                                           (15)

   Уточняем  межосевое расстояние

                                                       (16)

   Определяем  рабочую ширину венца колеса

    ;                                                   (17)

   принимаем b₂ = 30 мм.

   Определяем  ширину венца шестерни

    ;                                                 (18)

   принимаем b₁ = 34 мм.

   Определяем  диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

                                                      (19)

   Определяем  диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

                                                    (20)

   Определяем  окружную скорость колес, м/с

    .                                                   (21)

   В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи. 
 
 
 
 

   2.5 Проверочный расчет  на контактную  выносливость

   Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

    ,          (22)

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Hα = 1;

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K_Нβ = 1;

K_Hυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Hυ = 1,113;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач Z_H  = 1,76;

Z_М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z_М = 275  МПа^1/2;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

    ,                                               (23)

   где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия;

    ;                                       (24)

Недогрузка  передачи составляет:

.

   2.6 Проверочный расчет  на выносливость  при изгибе

   Определяем  для шестерни и колеса коэффициент  формы зуба

                          при z₁ = 24;        Y_F1 = 3,938;

                          при z₂ = 96;        Y_F2 = 3,602.

   Определяем  отношения:

   Дальнейший  расчет выполняем по материалу колеса

   Выносливость  зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:

    ,                    (25)

   где  Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Y_β = 1;

K_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Fα = 1;

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач K_Fβ = 1;

K_Fυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Fυ = 1,274;

   Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6

  Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи

   3 Проектный расчет валов

   Определение  размеров ступеней валов приведено  в таблице 7

Таблица 7 – Определение размеров ступеней валов

   Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала 

   Рисунок 4 – Конструкция тихоходного вала 

4 Конструирование зубчатых колес