Редуктор зубчатый прямозубый (стр. 1 из 4)

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 N_HO1=1,7Ч10⁷

колесо N_HO2=1,3Ч10⁷

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:

шестерня N_fo1=4Ч10⁶

колесо N_fo2=4Ч10⁶

Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:

шестерня s_HO1=580 н/мм²

колесо s_HO2=514 н/мм²

Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:

шестерня s_fo1=294 н/мм²

колесо s_fo2=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

[s_H] = s_HOЧКн (4.2.1)

s_HO - 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)

К_HL1 = 1

[s_H1] = s_HO1ЧК_H1=580Чl = 580 н/ мм²

Колесо

N_HE = N_FE = 60Ч24Ч10³Ч360 = 518400000

(4.2.4)

К_HL2 = 1

[s_H2] = s_HO2 Ч Кн₂=514 Ч l = 514 н/ мм²

б) Допускаемое напряжение при изгибе

[s_F] = s_FOЧK_F (3.3.4)

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

K_F - коэффициент долговечности, принимается = 1

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

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

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

N_FE1 = N_HE1 = 2052000000

(4.2.5)

K_FL1 = 1

[s_F1] = s_FO1ЧK_FL1 = 294Ч1 = 294 н/мм²

Колесо

N_FE2 = N_HE2 = 518400000

(4.2.6)

K_FL2 = 1

[s_F2] = s_FO2ЧK_FL2 = 256Ч1 = 256 н/мм²

Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи

[s_H] = min([s_H1],[s_H2]) (4.2.7)

[s_H1] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)

[s_H2]-допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

Численный расчет допустимого контактного напряжения:

[бн] = [s_H2]=514 н/мм²

4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние

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

(4.2.8)

К_A - 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)

y_BA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)

[s_H] - 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 y_BA , определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: y_BA = 0,2-0,6 выбераем 0,4

Коэффициент y_BD вычисляем по формуле

y_BD = y_BAЧ(1+U₁₂)/2 (4.2.9)

y_BD = 0,4Ч(1+4)/2 = 1

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

К_A - определяем из таблицы 2.10 [3]

Вид колес цилиндрический прямозубый

Материал шестерни и колеса сталь 45

Коэффициенты К_a = 49,5 (н/мм²)

Z_M = 274 (н/мм²)

К_HB - определяем из таблицы 2.11 [3]

Твердость <350 НВ

Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

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

K_Fb = 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 = m_n 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]

m_n = 2,0 мм

в) Ширина венца колеса и шестерни

Определяем рабочую ширину венца колеса:

b₂ = y_BAЧAw (4.2.12)

Рассчитываем

b₂ = y_BAЧAw = 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 = m_nЧ(Z₁+Z₂) / (2Чcos(b)) (4.2.14)

Z_S = Z₁+Z₂ = 2Aw ^. cosb / m_n