Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Редуктор цилиндрический прямозубый. 2

Барановичский технологический колледж

Редуктор цилиндрический прямозубый

Курсовой проект

по деталям машин

РКП.26.25.0000.00.00.ПЗ

Разработал

Проверил Слесарчук В.А.

2010

Содержание

Введение …………………………………………………………………………….…….….3

1. Кинематический расчет привода……………………………………………………......4

2. Расчет зубчатой передачи редуктора ………………………………………………….5

3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников…………….....… ..9

4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора…………..10

5. Проверочный расчет валов……………...............……………………………………….11

6.Подбор и расчет шпоночных соединений…………………………………………….16

7. Проверочные расчеты долговечности подшипников…………………………… 17

8. Выбор муфты……………………………………………………………………………......18

9. Выбор сорта масла………………………………………………………………………....19

10. Выбор посадок для установки деталей редуктора ……………….….....................20

11. Сборка редуктора………………………………………………………………………….21

Литература…………………………………………………………………………………....23

Исходные данные для проектирования:

Р₂ = 0,8 кВт; n₂ = 220 мин^-1.

Нагрузка реверсивная спокойная.

Режим 3-х сменный. Работа в складе без отопления.

Расчет

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рис. 1).

1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – конический редуктор.

2. Определяем КПД редуктора.

Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: двух пар подшипников и зубчатой пары. Принимая для одной пары подшипников качения ₁ = 0,99 и для одной пары зубчатых колес ₂ = 0,97, ориентировочно получаем

= ₂= 0,99² ´ 0,97 = 0,95

3. Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя

Р₁ = Р₂/

= 0,8/0,95 = 0,84 кВт.

4. Выбираем электродвигатель. По табл. П61 принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А80В6УЗ для которого ₁ = ₃ = 930 мин^-1; Р_э = 1,1 кВт

5. По формуле (16) определяем периодичное отношение редуктора:

i = n₁/n₂ = 930/220 = 4,23 = 4

Назначаем стандартное 4.

6. Вычисляем вращающий момент на ведущем валу редуктора:

Т₁ = 9,55 Р₁/n₁ = 9,55 ´ 0,84 ´ 10³/930 = 8,6 Н´м.

7. Уточняем частоту вращения тихоходного вала, Р₁ и Р₂:

n₂ = n₁/i = 930/4 = 232,5 мин^-1;

Р₁ = Т₁n₁/9,55 = 8,6 ´ 930/9,55 = 0,84 ´ 10³ Вт = 0,84 кВт < Р_э;

Р₂ = Р₁ = 0,95 ´ 0,84 = 0,8 кВт.

II. Выбор марки материала и назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений.

Используя табл. П21 и П28; назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45, термообработка – нормализация (НВ 180…220) для колеса и улучшения (НВ 240…280) для шестерни.

Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам (98) – (101). По табл. П28 для стали 45 НВ180…220: s⁰_НР = 420 МПа, N_Н₀ = 10⁷, s⁰_FP = 110 МПа (передача реверсивная), N_F₀ = 4 ´ 10⁶ – для колеса; для стали НВ 240…280: s⁰_НР = 600 МПа, N_Н₀ = 1,5 ´ 10⁷, s⁰_FP = 130 МПа (передача реверсивная), N_F₀ = 4 ´ 10⁶ – для шестерни. Назначаем ресурс передачи t₄ > 10⁴ ч и по формуле (100) находим число циклов перемены напряжений:

N_НE = N_FE= 60t_чn₂ > 60 ´ 10⁴ ´ 220 = 13,2 ´ 10⁷.

Так как N_НЕ > N_Н₀ и N_FЕ > N_F₀ , то значения коэффициентов долговечности K_HL = 1 и K_FL = 1.

Допускаемые напряжения: для колеса

s¢¢_НР = s⁰_НР K_HL = 420 ´ 1 = 420 МПа;

s¢¢_FР = s⁰_FР K_FL = 100 ´ 1 = 100 МПа;

для шестерни:

s¢_НР = s⁰_НР K_HL = 600 ´ 1 = 600 МПа;

s¢_FР = s⁰_FР K_FL = 130 ´ 1 = 130 МПа.

III. Вычисление параметров передачи, назначение степени и определение сил, действующих в зацеплении.

1. Определяем значение коэффициента, входящих в формулу (124): k_be = b/R_e = 0,285; k_beи/(2 – k_be) = 0,285 ´ 4/(2 ´ 0,285) = 0,66 и по табл. П29 K_Н_b = 1,23

d_e₁ > = = 0,066 м

принимаем d = 70 мм.

2. Определяем число зубьев и находим внешний окружной модуль

Из z₁ = 18...30 принимаем z₁ = 24; z₂ = и ´ z₁ = 4 ´ 24 = 96. Следовательно m_te = d_e1/z₁ = 70/24 = 2,9 мм

принимаем по табл. П23. m_te = 3 мм.

3. Находим углы делительных конусов шестерни и колеса:

d₂ = arc tg и = arc tg 4 = 75°57¢;

d₁ = 90° – d₂ = 90° – 75°57¢ = 14°3¢.

4. По формуле (116) находим внешнее конусное расстояние:

R_е = 0,5 m_tez₁ = 0,5 ´ 3 ´ 24 = 155 мм

5. Определяем ширину венца зуба, вычисляем среднее конусное расстояние и уточняем значение k_be

b = k_beR_e = 0,285 ´ 155 = 44 мм;

R_m = R_e – b/2 = 155 – 44/2 = 133 мм;

k_be = b/R_e = 44/155 = 0,28, что соответствует 0,25 < k_be < 0,3.

6. По формуле (115) находим значение термального модуля по середине ширины венца

m_tm = m_te – (b/z₁) sin d₁ = 3 – (44/24) ´ sin 14°3¢ = 2,55 мм.

7. По формулам (114, 118, 119) вычисляем внешний делительный диаметр, средний делительный диаметр, диаметры вершин и впадин зубьев шестерни и колеса:

а) для шестерни

d_m1 = m_tmz₁ = 2,55 ´ 2,4 = 61,2 мм;

d_e1 = m_tez₁ = 3 ´ 24 = 72 мм;

d_ae1 = d_e1 + 2m_te cos₁ = 77,8 мм;

d_fe1 = d_e1 – 2,4m_te cos₁ = 65 мм.

б) для колеса

d_m2 = m_tm z₂ = 2,55 ´ 96 = 244,8 мм;

d_e2 = m_tez₂ = 3 ´ 96 = 288 мм;

d_ae2 = d_e2 + 2m_te cos₂ = 288 + 2 ´ 3 ´ сos 75°57¢ = 289,5 мм;

d_fe2 = d_e2 – 2,4m_te cos₂ = 288 – 2,4 ´ 3 сos 75°57¢ = 286,2 мм;

8. Вычисляем скорость точки для окружности среднего делительного диаметра шестерни и назначаем степень точности передачи:

v_m = pd_m₁n₁/60 = 3,14 ´ 61,2 ´ 10^-3 ´ 930/60 = 2,98 м/с.

По табл. 2 принимаем 8-ю степень точности передачи.

9. Вычисляем силы, действующие в зацеплении: окружная сила на окружности среднего делительного диаметра

F_t = 2T₁/d_m1 = 2 ´ 8,6 ´ 10³/61,2 = 281 Н,

осевая сила для шестерни и радиальная для колеса

F_a1 = F_r2= F_t´ tgsin₁= 281´ tg20°´ sin 14°3¢ = 24,8 Н;

радиальная сила для шестерни и осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_t ´ tgcos₁ = 281 ´ tg 20 ´ cos 14°3¢ = 99,2 Н.

IV. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев.

1. Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (126):

Z_Н = 1,76, Z_М = 274 ´ 10³ Па^1/2

По формуле (96а, 129) находим

Z= 0,86,

где 1,88 – 3,2(1 – z_v1 + 1/z_v2) = 1,88 – 3,2(1/24 – 1/96) cos = 1,78

z_v1 = z₁/cos ₁ = 24/cos 14°3¢ = 24,7;

z_v2 = z₂/cos ₂ = 90/cos 75°67¢ = 395,5

По таблице П26 при v_m = 2,98 м/с и 8-й степени точности передачи, интерполируя, получаем K_Hv » 1,2… Итак, коэффициент нагрузки К_H = К_H_b К_Hv = 1,23 ´ 1,2 = 1,47.

Следовательно,

_H = Z_H Z_М Z_E = 1,76 – 274 ´ 10³ ´ 0,86 ´=

= 178,9 ´ 10⁶ Па < _нр= 420 МПа.

2. По формуле (127) проверяем выносливость зубьев при изгибе. Коэффициент формы зубьев шестерни и колеса найдем интерполированием по табл. П27 в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v1 = 24,7 и z_v2 = 395,4:

Х = 0,16 ´ 1,3/5 = 0,0416.

Следовательно, Y¢_F = Y_F(25) + x = 3,96 + 0,0416 = 4,0016;

» Y_F(300) = 3,75 для колеса.

Сравним прочность зуба шестерни и колеса

/Y¢_F = 130/4,002 = 32,5 МПа;

/Y¢¢_F = 110/3,75 = 29,3 МПа.

Так как прочность зуба шестерни оказалась выше, то проверку выносливости зубьев при ушибе следует выполнить по зубьям колеса:

K_FV = 2K_Hv – 1 = 2 ´ 1,2 – 1 = 1,4;

K_F_b = 1,29 для шариковых опор.

K_F = K_FB´ K_FV = 1,4 ´ 1,29 = 1,8. Следовательно,

_F = = 19,9 ´ 10⁶ Па < ¢¢_FP.

V. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары.

Принимаем для быстроходного вала [t_k] ¢ – 25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихоходного вала назначим степень 40, для которого примем [t_k] = 20 МПа.

Быстроходный вал. Из уравнения прочности (193) определяем диаметр выходного конца вала:

t_k = Т/W_p = 16T₁ / (p) < [t_k]¢.

получаем

d_в1 > = = 0,018 м

В соответствии с рядом R_а 40 принимаем диаметр выходного конца вала d_в1 = 18 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под уплотнение = 22 мм. Диаметр резьбы = 24 мм (М24 х х 1,5). Диаметр под дистанционную шайбу = 26 мм.

Диаметр вала под подшипники

= 30 мм.

Диаметр опорного бурта = 40 мм. Диаметр вала под подшипник = 20 мм.

Диаметр опорного бурта = 24 мм. Диаметр выходного конца вала принимаем из соотношения

l₁ » (1,5…2) d_в1 = (1,5...2)18 = 27...36.

принимаем d_в1 = 34 мм.

Тихоходный вал. Крутящий момент в поперечных сочетаниях выходного конца вала Т₂ = i Т₁ = 4 ´ 8,6 = 34,4 Н´м. Из уравнения прочности на кручение (193) определяем диаметр выходного конца вала:

d_в2 > = = 0,024 м

В соответствии с рядом R_a40 принимаем диаметр выходного конца вала

d_в2 = 24 мм;

диаметр вала под сальниковое уплотнение = 28 мм;

диаметр вала под подшипник = 30 мм;

диаметр вала под ступицу зубчатого колеса = 36 мм;

диаметр опорного участка вала = 40 мм;

диметр ступицы d_ст » (1,5 … 1,7) = (1,5 … 1,7)40 = 60…68 мм;

принимаем d_ст = 64 мм;

длина ступицы колеса (0,7 … 1,8) = (0,7…1,8)36 = 25,2…64,8 , принимаем = 45 мм;

толщина диска зубчатого колеса

е » (0,1…0,17) R_е = (0,1…0,17) ´ 155 = 15,5…26,35 мм,

принимаем е = 20 мм;

толщина обода d_о » (2,5…4) m_te = (2,5...4)3 = 7,5…12 мм, принимаем d_о = 10 мм, длина выходного конца тихоходного вала l₂ = (1,5…2) d_в2 = (1,5...2)24 = 36...48 мм, принимаем l₂ = 40 мм.

VI. Конструктивные размеры элементов корпуса и компоновка редуктора.

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса редуктора d » 0,03 R_e + 3…5 мм = 0,03 ´ 155 + 3…5 мм = 4,65 + 3…5 мм, принимаем d = 9 мм.

2. Толщина стенки крышки редуктора d₁ = 0,025 R_е + 3…5 мм = 0,025 ´ 155 + 3…5 мм = 3,875 + 3…5 мм, принимаем d₁ = 8 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s » 1,5d = 1,5 ´ 9 = 13,5 мм, принимаем s = 14 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора s₁ » 1,5d₁ = 1,5 ´ 8 = 12 мм, принимаем s₁ = 12 мм.

5. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t » (2…2,5)d = (2…2,5)9 = 18…22,5 мм, принимаем t = 20 мм.

6. Толщина ребер жесткости C¹ = 0,85d = 0,85 ´ 9 = 7,65, принимаем С¢ == 8 мм.

7. Диаметр фундаментных болтов

d_ф » (1,5…2,5)d = (1,5…2,5)9 = 13,5…22,5 мм, принимаем d_ф = 18 мм.

8. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников, и диаметр резьбы пробки d_k » 0,75 d_ф = 0,75 ´ 18 = 13,5 мм принимаем d_k = 14 мм;

диаметр остальных болтов крепления крышки к корпусу редуктора применяем с резьбой М12;

диаметр резьбы пробки d_пр > (1,6...2,2d) = (1,6…2,2)9 = 14,4…19,8 мм, применяем d_пр = 16 мм.

9. Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K < 3d_k = 3 ´ 14 = 42 мм, применяем K = 40 мм, K¢ < 2,5 d_k = 2,5 ´ 14 = 35 мм, применяем K¢ = 30 мм^-1_.

10. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора K₁ = (2,2…2,5)d_ф = (2,2...2,5)18 = 39,6...45 мм, принимаем K₁ = 44 мм.

11. Диаметр болтов для крепления крышки подшипников к корпусу редуктора d_п » (0,7…1,4) d = (0,7…1,4)9 = 6,3…12,6 мм, принимаем d_п = 8 мм.

12. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_кс = 6…10 мм, принимаем d_кс = 8 мм.

13. Расстояние между внутренней стенкой основания корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса y¢ » (4…6) d = (4…6)9 = 36…54 мм, принимаем y¢ = 40 мм.

14. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью вершины зубьев колеса y¢ » 1,5 d = 1,5 ´ 9 = 13,5, принимаем у = 15мм.

15. Тип и размеры подшипников качения. Назначаем на тихоходный и быстроходный валы конические роликоподшипники средней серии.

Быстроходный вал. По табл. П43 при d = = 30 мм, D = D¢ = 72 мм,

Т¢_max = 21 мм. Размер х¢¢ = 2d_n = 2 ´ 10 = 20 мм.