Курсовая работа: Редуктор зубчатый прямозубый

Курсовая работа: Редуктор зубчатый прямозубый

РЕДУКТОР ЗУБЧАТЫЙ ПРЯМОЗУБЫЙ

Оглавление

1    Задание на курсовой проект

2    ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

3    КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

4    ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.1     Структурная схема редуктора.

4.2     Расчет зубчатых колес редуктора

4.3     Проверочный расчет спроектированной передачи

4.4     Расчет диаметров валов редуктора.

4.5     Конструктивные размеры корпуса редуктора

4.6     Выбор подшипников и расчет их на долговечность.

4.7     Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

4.8     Проверка опасных сечений быстроходного вала

4.9     Проверка опасных сечений тихоходного вала

5    Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)

6    Выбор сорта масла.

7    ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

8    СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1        Задание на курсовой проект

        1                 2                 3            4                   5

1-электродввигатель

2-упругая втулочно-пальцевая муфта

3-передача

4-комбинированая муфта

5-исполнительный механизм

Задание: для приведенной выше схемы выполнить проект передачи, входящей в него.

Исходные данные:

1.1     Номер варианта……………………………….…….29

Номер схемы……………………………….….……...1

Вид колес………………….……………...прямозубый

Мощность на ведущем валу……………….….2,2 кВт

Частота вращения ведущего вала……..1425 об/мин

ведомого вала ………360 об/мин

Вид нагрузки………….………………….реверсивная

Смазка зацепления………………………….картерная

Срок службы …………………………...…24000 часов

Характер нагружения…..……вибрационная нагрузка

2        ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Учитывая исходные данные, по табл. П1 [1, стр. 390] выбираем двигатель асинхронной серии 4А ( по ГОСТ 19523-81) , мощности P = 2,2кВт , n1 = 1425 об/мин. Условные обозначения 90L4/95 .По табл. П2 [1, стр. 391] определяем диаметр выходного вала для выбранного электродвигателя dэ = 24 мм

3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

Передаточное число привода находится по формуле

U12=n1/n2 =1425/360 = 4                                                                            (3.1)

n1 - частота вращения на ведущем валу, (об./мин.)

 n2 - частота вращения на ведомом валу, (об./мин.)

n1 = 1425 об/мин

n2 =360 об/мин

Замечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяется

Крутящий момент на валу находится по следующей формуле

Т=9,55Ч106ЧРh/n ,                                                                              (3.2)

где :

Р - мощность электродвигателя, (кВт)

h-КПД

n -частота вращения вaлa, (об/мин)

КПД привода принемаем за единицу h=1

Определяем крутящий момент на ведущем валу

T1 = 9,55Ч106Ч2,2/1425 = 14735,65 НЧмм   

Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу

T2 = T1ЧU12 =14735,65 Ч 4 = 58942,6 НЧмм                   

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.2     Расчет зубчатых колес редуктора

4.2.1  Выбор материалов и их характеристики.

Принимаем согласно рекомендациям табл. 2,6 - 2,8 [З] марку материалов и их термообработку. Выписываем механические характеристики из табл. 2.8 [3].

Материал детали :

шестерня    сталь 45

колесо                 сталь 45

Вид термообработки:

шестерня    улучшение

колесо        улучшение

Твердость:

шестерня HB 300

колесо HB 240

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

шестерня NHO1=1,7Ч107

колесо NHO2=1,3Ч107

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:

шестерня Nfo1=4Ч106

колесо Nfo2=4Ч106

Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:

шестерня sHO1=580 н/мм2

колесо sHO2=514 н/мм2

Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:

шестерня sfo1=294 н/мм2

колесо sfo2=256 н/мм2

4.2.2  Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов

По рекомендациям табл. 2,9 [3] для прямозубых передач определяем допускаемые напряжения:

а) Допускаемое контактное напряжение

[sH] = sHOЧКн                                                                 (4.2.1)

sHO - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов (см. п. 3.2)

Кн- коэффициент долговечности принимаем = 1

Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость

NHe-эквивалентное число циклов, определяется по формуле

Nнe = Nfe = 60ЧhЧn                                                         (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

Nнe1 = Nfе =60Ч24Ч103Ч1425 = 2052000000

 

                                                             (4.2.3)

КHL1 = 1

[sH1] = sHO1ЧКH1=580Чl = 580 н/ мм2

Колесо

NHE = NFE = 60Ч24Ч103Ч360 = 518400000

                                  (4.2.4)

КHL2 = 1

[sH2] = sHO2 Ч Кн2=514 Ч l = 514 н/ мм2

б) Допускаемое напряжение при изгибе

[sF] = sFOЧKF (3.3.4)

sFO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе цик­лов (см. п. 3.2)

KF - коэффициент долговечности, принимается = 1

NFO - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость

NFE - эквивалентное число циклов определено выше по формуле (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

NFE1 = NHE1 = 2052000000

                                    (4.2.5)

KFL1 = 1

[sF1] = sFO1ЧKFL1 = 294Ч1 = 294 н/мм2

Колесо

NFE2 = NHE2 = 518400000

                                             (4.2.6)

KFL2 = 1

[sF2] = sFO2ЧKFL2 = 256Ч1 = 256 н/мм2

Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи

[sH] = min([sH1],[sH2])                                                     (4.2.7)

[sH1] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)

[sH2]-допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

Численный расчет допустимого контактного напряжения:

[бн] = [sH2]=514 н/мм2

4.2.3  Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние

Ориентировочное значение межосевого расстояния аw , согласно рекомендациям табл. 2.9 [3] определяется следующей формулой

                                   (4.2.8)

КA - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. ниже)

U12 - передаточное число (см. п. 3)

Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3)

Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. ниже)

yBA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)

[sH] - расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи (см. п. 4.2.2)

Замечание: в скобках знак "+" - соответствует колесам внешнего зацепления, "-'' колесам внутреннего зацепления, в данном задании рассматривается случай внешнего зацепления зубчатых колес, поэтому формуле (4.2.8) соответствует знак «+».

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент относительной ширины колес yBA , определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: yBA = 0,2-0,6 выбераем 0,4

Коэффициент yBD вычисляем по формуле

yBD = yBAЧ(1+U12)/2                                                       (4.2.9)

yBD = 0,4Ч(1+4)/2 = 1

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

КA - определяем из таблицы 2.10 [3]

Вид колес цилиндрический прямозубый

Материал шестерни и колеса сталь 45

Коэффициенты Кa = 49,5 (н/мм2)

ZM = 274 (н/мм2)

КHB - определяем из таблицы 2.11 [3]

Твердость <350 НВ

Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

КHb =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца

KFb = 1,15

Произведем ориентировочный расчет межосевого расстояния

               (4.2.10)

Округляем значение Aw до ближайшего значения из ряда R 40 (см. табл. 2.5 [3]):

Aw = 100 мм

б) Значение модуля

Определяем значение модуля m = mn из соотношения

m = (0,01 - 0,03) Ч Aw                                                   (4.2.11)

Рассчитываем

m = 0,02Ч100 мм

Значения модуля лежат в диапазоне от 1,0 мм до 3,0 мм. Выбираемые в соответствии со стандартом, одно из значений таблицы 2.22 [З]

mn = 2,0 мм

в) Ширина венца колеса и шестерни

Определяем рабочую ширину венца колеса:

b2 = yBAЧAw                                                                   (4.2.12)

Рассчитываем

b2 = yBAЧAw = 0,4Ч100 = 40 мм

Выбираем рабочую ширину венца колеса из ряд предпочтительных линейных размеров

b2 = 40 мм

Рабочая ширина шестерни определяется соотношением

b1 = b2 + (2 - 5) = 40+5 = 45 мм                                             (4.2.13)

В соответствии со стандартами числовых значений таблицы 2.5 [З], выбираем из полученного диапазона следующее значение для рабочей ши­рины шестерни

b1 = 45 мм

г) Число зубьев шестерни и колеса

Aw = mnЧ(Z1+Z2) / (2Чcos(b))                                           (4.2.14)

ZS = Z1+Z2 = 2Aw . cosb / mn

Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0о

Вычислим ZS (сумарное число зубьев)

ZS = AwЧ2Чcos(b)/mn = 100Ч2Ч1 / 2 = 100                                  (4.2.15)

Определим Z1 и Z2 из соотношения U12=Z2/Z1

cos(b)=0

Z2 = U12Ч Z1 =>U12= Z2/Z1 = 80/20 = 4

Zl = 20 - число зубьев шестерни

Z2 = 80 - число зубьев колеса

д) Делительные диаметры колеса и шестерни

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам: [1, стр. 37]

d1 = Z1Чmn/cos(b)                                                                      (4.2.16)

d2 = Z2Чmn/cos(b)                                                                      (4.2.17)

d1 = 20Ч2/1 = 40 мм

d2 = 80Ч2/1 = 160 мм

Осуществим проверку правильности полученных результатов

Aw = (d1 +d2)/2                                                                       (4.2.18)

Aw = (40+160)/2 = 100 мм

Точность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.

Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения

Диаметр вершин зубьев

шестерни dA1=d1+2Чmn =40+2Ч2 = 44мм                         (4.2.19)

колеса dA2=d2+2Чmn =160+2Ч2 = 164 мм                               (4.2.20)

Диаметр впадин зубьев

шестерни dF1=d1 –2,5Чmn =40-2,5Ч2 = 35 мм                         (4.2.21)

колеса :dF2=d2 –2,5Чmn =160-2,5Ч2 = 155 мм (4.2.22)

е)Степень точности передачи

определяем окружную скорость колес по формуле

V = pЧdlЧnl/60Ч103                                                                      (4.2.23)

V = 3,14Ч37,14Ч1425/60Ч103 = 2,985 м/с

Согласно табл. 2.21 [З] выбираем требуемую точности передачи

степень точности передачи Ст-9

4.3     Проверочный расчет спроектированной передачи

а) Расчет на контактную выносливость

Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH Ј [sH], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]

Для цилиндрических передач

 (н/мм2)                          (4.3.1)

ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)

ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)

ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)

WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

U12 - передаточное число (см. п, 3)

dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент ZH определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба b=0o

ZH = 1,76

Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]

ZE = 0,90

Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]

ZМ=274

1.Коэффициент торцового перекрытия

Ea = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z1 ± 1/Z2)] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68    (4.3.2)

2.Коэффициент осевого перекрытия

Eв = b2Чsin(b)/(mn) = 40Ч0/2 = 0                                                (4.3.3)

Определим удельную расчетную окружную силу WHT : [3, табл. 2.8 , стр 20]

WHT = 2ЧT1ЧKHa ЧKHв.KHV /(d1 Чbw) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)

Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)

KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

KHв - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )

KHV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)

d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)

bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент KHб определим из таблицы 2.19[3]:

Окружная скорость = 2,985 м/с

Степень точности = 9

Коэффициенты KHA=1,16

KHB=1,04

Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]

Твердость поверхности зубьев < 350 HB

Колеса цилиндрические

Коэффициенты KHV=1,2

KFV=1,5

По формуле (4.3.1) рассчитываем

Проверяем условие sH < [s'H]

Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.

б) Расчет на выносливость при изгибе

Выполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]

Для цилиндрических передач

sF = YF1ЧYBЧWFT/m < [sF]                                                (4.3.5)

YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)

YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)

WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

m - модуль зуба (см. п. 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];

1. Эквивалентное число зубьев:

ZV = Z/cos3(b)                                                                          (4.3.6)

ZV = 80/13 = 80 - для колеса

ZV = 20/13 = 20 - для шестерни

Шестерня

ZV = 20

YF = 4,08

Колесо

ZV = 80

YF = 3,61

Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]

Угол наклона зуба b = 0o

YB = 1

Определим удельную расчетную окружную силу WFT

WFT = 2ЧT1ЧKFбЧKFвЧKFV/d1Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2 (4.3.7)

KFB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)

KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)

По формуле (4.3.5) рассчитываем sF

Колесо

sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2

Шестерня

sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2

Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.

4.4     Расчет диаметров валов редуктора

Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

 (4.4.1)

T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)

[tk]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]

[tk] = (10 - 15) Н/мм2

а) быстроходный вал

Шестерню выполняем заодно с валом

1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)

[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])

d1=17

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d2 = 17 мм

Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 = (0,8 - 1,2) Чdэ

Исполнение 90L4/95

Мощность 2,2 кВт

Асинхронная частота вращения 1425 об/мин

Диаметр хвостовика двигателя 24 мм

Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм

2)  Диаметр вала под подшипник

Принимаем d1п = 30 мм

3)  диаметр буртика подшипника

d1бп = d1п+3.r = 36 мм

б) Тихоходный вал

1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)

[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])

d2=26,984

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d2 = 28 мм

2)   Диаметр вала под подшипник

Принимаем d2п = 30 мм

3)  диаметр буртика подшипника

d2бп = d1п+3.r = 36 мм

4) Диаметр посадочного места колеса

Принимаем dк= 36 мм

5)Диаметр буртика колеса

dбк = dk+3f = 39 мм

4.5     Конструктивные размеры корпуса редуктора

См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].

Толщина стенок корпуса

d і0,025·аw+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм

Принимаем d = 8 мм

Толщина стенок крышки

d1 і0,02·аw+1 = 0,02·100+1 = 3 мм

Принимаем d1 = 8 мм

Толщина фланцев

Верхнего пояса крышки и корпуса

b = b1 =1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм

Нижнего пояса корпуса

p = 2,35 · 8 = 19 мм

Принимаем p = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1 = (0,03 – 0,036)aw +12 = 15 мм

Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу

d2 = (0,5 – 0,6)d1 = 9 мм

4.6     Выбор подшипников и расчет их на долговечность

а) Предварительный выбор

По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1])

1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :

обозначение 206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=15300 Н

СO = 10200 Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :

 обозначение 7206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=29800Н

СO = 22300Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

б)Построение эпюр моментов быстроходного вала

Страницы: 1, 2