Расчет и проектирование коническо-цилиндрического редуктора (стр. 1 из 6)

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ»

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

по дисциплине «Детали машин»

Расчет и проектирование коническо-цилиндрического редуктора

Пояснительная записка (ДМ-РКЦ.05.00.ПЗ)

Вариант №

Руководитель:

Студент гр. ММО-402:

2006 г.

Исходные данные

Полезная сила, передаваемая лентой транспортера Р = 24 кН, скорость ленты V = 0,8 м/с, диаметр приводного барабана D = 320 мм, режим работы – средний нормальный, время работы передачи - tx = 10000 ч, коническая передача – с круговыми зубьями, цилиндрическая передача – с косыми зубьями, нагрузка реверсивная.

Схема привода конвейера:

1* – электродвигатель;

2* – цепная муфта;

3* - редуктор (1, 2, 3, 4 – зубчатые конические и цилиндрические колеса;I,II,III - валы редуктора: ведущий, промежуточный, тихоходный); 4* – муфта; 5* – барабан.

1. Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя [1, с. 23]

Ртр = F · V / hо

где V, м · с-1 ; F, кН; Ртр, кВт; hо - КПД привода

hо = hк · hц · hп4

hк = 0,96 – КПД конической зубчатой передачи;

hц = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

hп = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения;

hо = 0,96 · 0,97 · 0,99 4 = 0,8945

Ртр= 24·0,8/0,8945 = 21,5 кВт

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения вала барабана:

Выбираем асинхронный электродвигатель серии АМУ225М8 N=22 кВт с nс=750 об/мин, скольжением S = 2 % и с диаметром вала электродвигателя d1=60 мм. Частота вращения вала электродвигателя:

Требуемое передаточное отношение редуктора:

Округляем вычисленное значение Uтр до ближайшего стандартного по ГОСТ 2185- 66 [2, табл. 11] и распределяем его между ступенями редуктора [7 табл. 1].

Uр = 16 ; Uб = U1 = 3,55; Uт = U2 = 4,5

Частота вращения валов

n1= 735 об/мин

n2= n1 / U1 = 735/3,55 = 207 об/мин

n3 = n2 / U2 = 207/4,5 = 46 об/мин

Мощности и крутящие моменты, передаваемые валами:

Р1 = Ртр · hп = 22 · 0,99 = 21,78 кВт

Р2 = Ртр · hк · hп2 = 22 · 0,96 · 0,992 = 20,7 кВт

Р3 = Ртр · hк · hц · hп3 = 22 · 0,96 · 0,97 · 0,992 = 20 кВт

Т1 = 9550 · Р1 / n1 = 9550 · 21,78/735 = 283 Н·м

Т2 = 9550 · Р2 / n2 = 9550 · 20,7/207 = 955 Н·м

Т3 = 9550 · Р3 / n3 = 9550 · 20/46 = 4152 Н·м

2. Расчет конической зубчатой передачи быстроходной ступени

2.1 Выбор материалов и допускаемые напряжения

Диаметры заготовок для шестерни и колеса [3, табл. 2]

Находим размер характерного сечения заготовки Sc из условия, что при dЗj£200 мм Scj = 0,5 dЗj, а при dЗj > 200 мм:

SСj =

SС1 = 0,5 · dЗ1 = 0,5 · 103,3 = 51,65 мм

SС2 =

Используя рекомендации работ [1], [3], при известных значениях Scj выбираем для шестерни сталь 40ХН с поверхностной закалкой зубьев ТВЧ, а для колеса - сталь 45. Их механические характеристики определяем по табл.1[3]. Для шестерни твердость поверхности зуба HRC1п – 48…53 (HRC1пср 50,5), сердцевины зуба НВ1 - 269 … 302; для колеса принимаем вид термообработки – улучшение, тогда НВ2 - 269 … 302 (НВ2 ср 285,5).

Допускаемые контактные напряжения [3, с. 5]

(1)

где j = 1 для шестерни и j = 2 для колеса,

- предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по табл. 2 [3, с. 8]; KHLj – коэффициент долговечности; SH = 1,1 для колес с однородной структурой материала, SH=1,2 - при поверхностном упрочнении зубьев [4, табл. 2,5].

Для шестерни SH1 = 1,2; для колеса SH1 = 1,1. Предел контактной выносливости для шестерни:

sH Lim b1 = 17 · HRC1пср + 200 = 17 · 50,5+200=1059 МПа

для колеса:

sH Lim b2 = 2 · HВ2ср + 70 = 2 · 285,5 + 70 =641 МПа

Коэффициент долговечности равен [4, с. 38]

где NHE j – эквивалентное число циклов напряжений;

NHO j – базовое число циклов, определяемое в зависимости от твердости по Бринелю или Роквеллу,

Nно = 30 · (НВ)2,4 @ 340 · (HRC)3,15 + 8 · 106

При HRC > 56 принимают Nно = 1,2 · 108

Nно1 = 340 · (HRC1пср )3,15 + 8 · 106 = 340 (50,5)3,15+8 · 106 =8,69 · 107

Nно2 = 30 · (HВ2ср )2,4 = 30(285,5)2,4 = 2,35 · 107

Величина NHE j определяется по формуле

NНЕ j = N å j · КНЕ ,

Где КНЕ – коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному, определяется в зависимости от заданного режима работы по [7 табл. 3] [3, табл. 4] К не = 0,18;

N å j = суммарное число циклов напряжений, N å j = 60 · tå · nj

N å1 = 60 · tå · n1 = 60 · 10 000 · 735 = 4,41 · 108

N å2 = 60 · tå · n2 = 60 · 10 000 · 207 = 1,242 · 108

N НЕ 1 = N å1 · К НЕ = 4,41 ·108 · 0,18 = 79,38 · 106 = 7,94 · 107

N НЕ 2 = N å2 · К НЕ = 1,242 · 108 · 0,18 = 2,23 · 107

При N не j ³ N но j принимают К HL j = 1. Таким образом,

К HL j = К HL2j = 1.

Определяем:

При расчете конических колес с круговыми зубьями sHP выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам [3, с. 15]:

[sHP]= 0,45 · (sHP1 + sHP2 ) = 0,45 · (883 + 583) = 660 МПа

sHP = 1,15 · sHPj min = 1,15 · sHP2 = 670 МПа

Окончательно принимаем sHP = 660 МПа

Допускаемые напряжения изгиба [3, с. 18]

где

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по [7 табл. 4] [3, с.16];

SF - коэффициент безопасности, SF = 1,65·SF , где SF – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок SF = 1, для проката S F = 1,15; для литых заготовок S F = 1,3);

K FL – коэффициент долговечности; K FС - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При нереверсивной (односторонней) нагрузке [3, с. 15] K FС = 1 . При реверсивной симметричной нагрузке

K FС = 1 - g FС

где g FС - коэффициент, учитывающий влияние химико-термической обработки по табл. [3, табл. 5].

Для шестерни

= 600 МПа

S F1 = 1,65 ·

= 1,65 · 1,15 = 1,9

K FС1 = 1 - g FС1 = 1 – 0,25 = 0,75

Для колеса

= 1,35 · НВ2 ср + 100 = 1,35 · 285,5 + 100 = 485 МПа

S F2 = 1,65 ·

= 1,65 · 1 = 1,65

K FС2 = 1 - g FС2 = 1 – 0,35 = 0,65

Коэффициент долговечности K FLj равен [3, с. 17]

mF = 6 при НВ £ 350 и mF = 9 при НВ > 350.

NFO - базовое число циклов напряжений, равное 4 · 106

NFЕ - эквивалентное число циклов напряжений, определяемое по формуле

NFЕj = Nåj · KFЕj

где KFЕj - коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному.

Для типовых режимов определяется по табл. 3 [3, с. 11].

NFЕ1 = Nå1 · KFЕ1 = 4,386 · 108 · 0,04 = 17,544 · 106

NFЕ2 = Nå2 · KFЕ2 = 1,392 · 108 · 0,6 = 8,352 · 106

При NFЕj ³ NFОj принимают КFLj = 1, таким образом,

КFL1 = КFL2 = 1.

Определяем sFPj по формуле (2)

2.2 Определение геометрических размеров передач

При проектном расчете конической зубчатой передачи в качестве ее основного геометрического параметра определяют ориентировочно внешний делительный диаметр колеса из условия обеспечения контактной выносливости рабочего профиля зуба колеса по формуле:

(3)

где

- коэффициент ширины зубчатого венца, который рекомендуется принимать 0,25 … 0,3 [1], [5]. Предварительно принимают

– ориентировочное значение коэффициента нагрузки;

qн - коэффициент, учитывающий вид конической передачи.

Величину qн для конических колес с прямыми зубьями принимают равной qн = 0,85; для колес с круговыми зубьями по [5 табл. 5].

qн =1,13 + 0,13 · U1 = 1,13 + 0,13 · 3,15 = 1,5395

Коэффициент нагрузки определяют по формуле

Где

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент внутренней динамической нагрузки.

Для непрямозубых передач

; при n £ 2000 об/мин; ; при n > 2000 об/мин

Принимаем