Курсовая работа: Редуктор цилиндрический

Курсовая работа: Редуктор цилиндрический

ПРИВОД К ГОРИЗОНТАЛЬНОМУ ВАЛУ

(редуктор цилиндрический)

Содержание

Введение

1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода

2 Расчёт привода редуктора

3 Расчет редуктора

3.1 Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений

3.2 Геометрический расчёт редуктора

3.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность

3.4 Проверка передачи на отсутствие растрескивания

3.5 Проверка зубьев на усталостную прочность при изгибе

4 Предварительный расчет валов

5 Подбор шпонок и проверка шпоночных соединений

6 Компоновка редуктора

7 Уточненный расчет валов

8 Проверка долговечности подшипников

9 Выбор смазки редуктора

10 Проверка прочности шпоночных соединений

11 Подбор и расчёт муфты

11 Список используемой литературы

1.  Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.

1.1.  Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

P=3,5 кВт.

PэдP. По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А, стандартной мощности: Pэд = 4 кВт.

          Частота вращения вала электродвигателя определяется по зависимости

nэд = nпр·uцил·uрем. Здесь uцил, uрем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5.

nэд = 210·3,5·1,9=1396,5 об/мин.

          Воспользовавшись рекомендациями [4, с. 333] найдём наиболее близкую частоту вращения стандартного двигателя. Выбрали двигатель типа 4А100L4, nэд=1430 об/мин.

1.2.  Определение передаточных чисел привода

Общее передаточное число привода

uпр=6,8.

          По ГОСТ 2185-66 возьмём стандартные значения передаточных чисел (uцил=3,5; uрем=2)

uпр ст = uцил ст·uрем ст = 3,5·2 = 7.

По ГОСТ 2185-66 uпр ст =7,1

          Отклонение стандартного значения 0передаточного числа от фактического значения передаточного числа не должно превышать 4%. В данном случаи

1.3. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

          Частота вращения на входном (быстроходном) валу

n1 = 735 об/мин.

          Частота вращения на выходном (тихоходном) валу

n2 = 215 об/мин.

          Крутящий момент на приводном валу

Tпр = T2

          Крутящий момент на ведущем шкиве ремённой передачи (на валу электродвигателя)

Tэд = 26,7 Н·м.

          Крутящий момент на входном валу редуктора

T1 = 26,7∙0,95∙1,9=48,19 Н·м.

Крутящий момент на выходном валу редуктора

T2 = 48,19∙3,5∙0,97=163,6 Н·м.

2.  Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

По типу производства назначаем вид термообработки: для серийного производства – улучшение для колеса и закалка ТВЧ для шестерни (Токи Высокой Частоты).

Для изготовления колёс принимаем сталь 40Х, как наиболее распространённую в общем редукторостроении.

Шестерня: HRC1 = 45; sв = 1500 МПа; sт = 1300 Мпа.

Колесо: HВ2 = 250; sв = 850 МПа; sт = 550 Мпа.

2.1.  Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

. Закалка ТВЧ

sH lim b 1 = 17·+200 = 17·45+200 =965 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям).

SH 1 = 1,2 (коэффициент запаса безопасности).

NHE 1 =

= 60·735·1500·(2,23·10-4+13·0,4+0,63·0,4+0,33·0,2) = 326·106 (эквивалентное число циклов).

m=9 (показатель кривой усталости), так как HB>350.

NHO 1 = 30·(10)2,4 = 30·(10·45)2,4 = 70·106 (базовое число циклов).

Так как NHE1>NHO1, то KHL 1 = 1 (коэффициент долговечности).

= 804 МПа.

2.2 .Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

 Улучшение

sH lim b 2 = 2·+70 = 2·250+70 =570 МПа.

SH 2 = 1,1.

NHE 2 = = 93·106.

NHO 2 = 30·()2,4 = 30·2502,4 = 17,1·106.

Так как NHE2>NHO2, то KHL 2 ==1.

=518 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[sH]р = [sH]min = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[sH]max 2 = 2,8·sТ =2,8·550 =1540 МПа.

 [sH]max 1 = 40·HRC =40·45 =1600 МПа.

2.2.  Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса

2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни

sF lim b 1 = 650 МПа.

SF1 = 1,75 (коэффициент запаса).

KFC1 = 1, так как передача нереверсивная.

NFO1 = 4·106.

NFE1 = 60·735·1500·(2.29·10-4+0,4+0.69·0,4+0,39·0,2) = 347·106.

Так как NFE1>NFO1, то KFL1=1.

 [sF]1 = 371,4 МПа.

2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса

sF lim b 2 =1,8∙=1,8∙250=450 МПа.

          Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[sF]max = 0,6·sв = 0,6·1500 = 900 МПа.

SF2 = 1,75 (коэффициент запаса).

KFC2 = 1, так как передача нереверсивная.

NFO2 = 4·106.

NFE2 = 99·106.

Так как NFE2>NFO2, то KFL2=1.

[sF]2 = 260 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[sF]мах1=0,6·sв1=0,6·1500=900 МПа.

[sF]мах2=0,8·sт2=0,8·550=440 МПа.

3.  Расчёт цилиндрической прямозубой передачи

3.1.  Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Межосевое расстояние

.

Ka = 490 МПа.

KHb = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки).

yba = 0,315 (коэффициент ширины колеса).

127 мм.

По рекомендации [2, с. 246] выбираем стандартное рекомендуемое межосевое расстояние

а= 160 мм.

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению

mn = (0,01…0,02)·аw2 мм.

mn = (0,01…0,02)·160 = (1,6…3,2) мм.

          По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m = 4, так как для силовых передач m2 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

.

z1 = 17.7>17.

Принимаем z1 = 18.

Число зубьев колеса

z2 = u·z1 = 3.5·18 = 63.

4. Уточняем передаточное число

uф =3.5.

Отклонений от требуемого u нет (допускается 4%).

5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс

d1 = mn ·z1 = 4·18 = 72 мм.

d2 = mn ·z2 = 4·63 = 252 мм.

6. Проверка межосевого расстояния

аw = 0,5·(d1+d2) = a.

аw = 0,5·(72+252) = 162 мм. = а= 160 мм.

7. Определяем ширину зубчатых колёс

b2 = yba·aw = 0,315·160 = 50,4 мм.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения

b2 = 55 мм.

          Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм. больше

b1 = b2+(5…8) = 55+(5…8) = (60…63) мм. принимаем

b1 = 60 мм.

3. 2. Проверочный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.

3.2.1  Проверка передачи на контактную выносливость

.

ZH= (коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев).

aw = 20° (угол зацепления).

ZH =1,76.

ZM = (коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, МПа).

 (приведенный модуль упругости).

E1 = E2 =2,1·105 МПа.

Eпр=2,1·105 МПа.

m = 0,3 (коэффициент Пуассона).

ZM =271,1 МПа.

Ze = (коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий).

 (коэффициент торцевого перекрытия).

ea =1,7.

Ze =0,9.

 (окружная сила).

Ft ==1300 Н.

KH = KHb·KHV (коэффициент нагрузки).

KHb – коэффициент концентрации нагрузки.

K– коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбирается в зависимости от .

 Þ K= 1,26.

При непостоянной нагрузке KHb = (1-х)∙ K + х

х =10-4∙2,2+0,4∙1+0,4∙0,6+0,2∙0,3=0,7

KHb = (1-0,7) ∙1,26+0,7= 1,08.

          Определяем KHV (коэффициент динамичности) в зависимости от V (окружной скорости).

V =2,8 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности по рекомендации [2, с. 259] (тихоходные передачи машин низкой точности). Находим

KHV = 1,22.

KH = 1,08·1,22 = 1,3.

sH =318 МПа.

sH = 706,8 < [sH]min = 828,3 МПа.

Недогрузка передачи составляет

DsH =39% >[DsH]=(12…15)%, что указывает на возможность уменьшения габаритов передачи. Уменьшить межосевое расстояние нельзя по конструктивным соображениям. Изменим ширину зубчатых колес. Принимаем yba=0,25. Тогда b2 =40 мм, b1 =50, K=1,14, KHb = (1-0,7)1,14+0,7=1,042

 KH = 1,042·1,22 = 1,27.

sH =370 МПа.

DsH =28% >[DsH]=(12…15)%

Однако дальнейшее уменьшение ширины колес может привести к возрастанию виброактивности колес. В связи с этим дальнейшее изменение размеров передачи нецелесообразно несмотря на ее значительную недогрузку.

3.2.2  Проверка передачи на изгибную выносливость

 (условие работоспособности на изгиб для прямозубых колёс).

          С достаточной степенью точности можно считать, что KFb = KHb, а KFV = KHV.

          YF (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента x (x1 = x2 = 0)

YF1 = 4,07; YF2 = 3,61.

          На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение  минимально.

Следовательно, на изгибную прочность проверяем зубья колеса.

sF2 =26 МПа.

sF2 = 26 МПа < [sF]1 = 260 МПа.

          Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.

.

sH =370 МПа, , =1540 МПа

sH max =550 МПа < [sH]max = 1540 МПа.

Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать.

sF max =816 < [sF]max = 900 МПа.

Следовательно, объёмная пластическая деформация будет отсутствовать.

3.3  Геометрические характеристики зацепления

Определяются только те геометрические характеристики, которые необходимы при вычерчивании зубчатого зацепления передачи и рабочих чертежей зубчатых колёс.

Расчёт геометрических размеров передачи внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70.

Некоторые размеры и параметры передачи уже определены.

mn = 4 мм; aw = 160 мм; b1 = 60 мм; b2 = 55 мм; d1 = 72 мм; d2 = 252 мм; u = 3,5.

Диаметры окружностей выступов

da1 = d1+2·(h+x1)· mn; da2 = d2+2·(h+x2)· mn.

h= 1 (коэффициент высоты головки зуба исходного контура).

x1 = x2 = 0 (коэффициенты смещения режущего инструмента).

da1 = 72+2·(1+0)·2 = 76 мм;

da1 = 252+2·(1+0)·2 = 256 мм.

          Диаметры окружностей впадин зубьев

df1 = d1-2·(h+c*-x1)· mn; df2 = d2-2·(h+c*-x2)· mn.

c* = 0,25 (коэффициент радиального зазора исходного контура).

df1 = 72-2·(1+0,25-0)·2 = 67 мм;

df2 = 252-2·(1+0,25-0)·2 = 247 мм.

3.4  Ориентировочная оценка КПД редуктора

Для одноступенчатого редуктора  hред = hпер = 1-yз-(yn+yr).

yз = 2,3·f· (коэффициент, учитывающий потери в зацеплении; по данной зависимости определяется при x1 = x2 = 0).

f = (0,06…0,1) (коэффициент трения в зубчатом зацеплении).

Принимаем f = 0,07.

yз = 2,3·0,07·= 0,0115.

yn – коэффициент, учитывающий потери в подшипниках.

yr – коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла (гидравлические потери).

(yn+yr) = 0,15…0,03.

Так как передача имеет невысокую окружную скорость (V = 2,8 м/с), принимаем (yn+yr) = 0,03. hред = 1-0,01-0,03 = 0,96.

          Теоретическое определение потерь крайне затруднено, поэтому на практике КПД редукторов определяют на натуральных объектах, пользуясь специальными испытательными установками.

3.5  Определение усилий, действующих в зацеплении

Окружная сила Ft =1300 Н.

Осевая сила Fa = Ft·tgb = 0, так как b = 0°.

Радиальная сила Fr =473 Н.

4  Расчёт ремённой передачи

1.       Размер сечения выбираем по рекомендации [1, с. 152] в зависимости от Tэд и nэд.

Tэд =26,7 Н·м.

Принимаем клиновой ремень нормального сечения типа А.

2.       Назначаем расчётный диаметр малого шкива dр1 min. По рекомендации [1, с. 151] для ремня сечения А имеем dр1 min = 90 мм.

          Следует применять шкивы с большим, чем dр min диаметром. По ГОСТ 20889-75 – ГОСТ 20897-75 принимаем

dр1 = 100 мм.

3.       Определяем расчётный диаметр большего шкива

dр2 = (1-e)·dр1·uрем.

e = 0,02 (коэффициент скольжения).

dр2 = (1-0,02)·100·2 = 196 мм.

Полученный диаметр округляем до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 20897-75

dр2 = 200 мм.

Уточняем передаточное число

uрем =2,04.

4.       Определяем межосевое расстояние.

Минимальное межосевое расстояние

amin = 0,55·(dр1+dр2)+h.

h = 8 мм (высота профиля ремня для сечения А).

amin = 0,55·(100+200)+8 = 173 мм.

amax =2·(100+200) = 600 мм.

          Для увеличения долговечности ремней принимают a > amin. Причём a назначается в зависимости от передаточного числа uрем и расчётного диаметра dр2. По рекомендации [1, с. 153] при uрем = 2 имеем 1,2.

a = 1,2·dр2 = 1,2·200 = 240 мм. Учитывая компоновку привода, принимаем окончательное межосевое расстояние a = 430 мм.

5.       Определим длину ремня

.

V1 – скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива.

V1 =7,5 м/с.

Lmin =(375…250) мм.

L = 2·200+0,5·3,14·(100+200)+= 884 мм.

L > Lmin, следовательно ремень будет иметь достаточную долговечность.

          Полученную длину L округляют до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 1284.3-80.

          Принимаем L = 900 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.Учитывая изменение межосевого расстояния (a=430 мм), полученное при компоновке общего вида привода к горизонтальному валу, получим окончательную длину ремня L = 1250 мм.

6.       Уточняем межосевое расстояние передачи

a = 0,25·[L-D1+], где

D1 = 0,5·p·(dр1+dh2) = 0,5·3,14·(100+200) = 471 мм,

D2 = 0,25·(dр1-dр2)2 = 0,25·(200-100)2 = 2500 мм2.

a = 0,25·[1250-471+] = 390 мм.

Округляем полученное значение до ближайшего из стандартного ряда чисел a = 430 мм.

          Принимаем угол обхвата на малом шкиве

.

a1 =152° > [a1] = 120°.

Следовательно, угол обхвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

7.       Допускаемая мощность, которую передаёт ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (P0·Ca·CL+10-4·DTи·n1) ·Cр.

Определим P0 – номинальную мощность, которую передаёт ремень в определённых условиях (a1 = 180°, u = 1, V = 10 м/с, длина ремня L0, спокойная нагрузка)

P0 = 1,3.

Значения коэффициентов Ca, CL, DTи, Cр, Cz

Страницы: 1, 2