Проектирование редуктора с цилиндрической косозубой и цепной передачами

 

Содержание

 

 

Введение………………………………………………………………...…………4

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт ………………………..6

2. Расчёт передач………………………………………………………………….8

    2.1. Расчёт цилиндрической косозубой передачи ………………………….....8

    2.2. Расчет цепной передачи…………………………………………………..18

3. Предварительный расчёт валов………………………………………………..20

4. Выбор муфт……………………………………………………………………..21

5. Предварительный выбор подшипников………….…………………………...22

6. Эскизная компоновка редуктора………………………………………………23

7. Расчёт элементов корпуса редуктора, геометрических параметров

 колеса и звёздочки…………………………………………………………………24

8. Подбор подшипников качения по долговечности. Расчёт валов по эквивалентному моменту……………… …………………………………………………25

9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений……………………...37

10. Выбор посадок, квалитетов точности, шероховатостей поверхностей,

допуска формы и расположения поверхностей ……………………….…………38

11. Расчёт валов на выносливость…………………………………………………40

12. Выбор типа смазки для передачи и подшипников…………………………...42

13. Описание сборки редуктора…………………………………………………...43

14. Регулировка подшипников и зацеплений…………………………………….44

15. Расчёт передач на ЭВМ и сравнительный анализ……………………………45

16. Спецификация…………………………………………………………………..48

 Список литературы………………………………………………………………...51

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование: по типу передачи зубчатый; по числу ступеней одноступенчатый; по типу зубчатых колес цилиндрический; цепная передача расположена горизонтально. Назначение редуктора – передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Одноступенчатые зубчатые редукторы применяют при  передаточных числах не превышающих 6,3. Очень редко передаточное число  может достигать 8-10. К преимуществам  одноступенчатого редуктора относятся: малая ширина редуктора, высокая  технологичность производства. Недостатками одноступенчатого редуктора является несимметричное расположение опор относительно зубчатых колес, вызывающее неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатых венцов.

В данном курсовом проекте  имеем дело с открытой цепной передачей. Цепные передачи применяют в станках, транспортных и других машинах для передачи движения между параллельными валами, расположенными на значительном расстоянии, когда зубчатые передачи непригодны, а ременные ненадежны. К преимуществам цепной передачи относятся возможность передачи движения на значительные расстояния (до 8м), меньшие габариты по сравнению с ременными, постоянство среднего передаточного числа из-за отсутствия скольжения, высокий КПД (до 0,98), передача движения на несколько звездочек, малые нагрузки на валы. Недостатками цепной передачи являются неравномерность хода ведомой звездочки, значительный износ звеньев цепи, возникновения дополнительных динамических нагрузок, плохие условия смазки.

Расчет  передачи проводится в два этапа: первый - проектировочный расчет с целью определения геометрических параметров передачи; второй – проверочный расчет на прочность.  

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Определяем  коэффициент полезного действия привода. По табл. 3.1       [6, стр.15]  примем следующие значения КПД:

η_м – КПД соединительной муфты: η_м = 0,98 ;

η_з – КПД пары зубчатых цилиндрических колес: η_з = 0,97;

η_п – КПД пары подшипников качения: η_п = 0,99; 

η_цп – КПД цепной передачи: η_цп = 0,92.

Общий КПД  привода:

η_общ = η_м · η_з · η_п² · η_ц = 0,98 · 0,97 · 0,99²  · 0,92= 0,848.

  Определяем  требуемую мощность электродвигателя  по формуле: 

Р_тр = Р_вых / η_общ = 2,49 / 0,848 = 2,93 кВт.

  По  таблице [1, табл. 3.3] Принимаем электродвигатель единой серии 4А типа 100S4, для которого Р_ном = 3 кВт; n_дв.ас = 1435 мин^–1.                                        

Общее передаточное отношение: 6,83.

Для закрытой зубчатой передачи согласно ГОСТ 2185-66  выбираем передаточное отношение = 3,15, тогда передаточное отношение цепной передачи определяем по формуле: =6,83/3,15=2,168.

Определяем  частоту вращения валов:

Частота вращения вала электродвигателя:

n₁ = n_дв=1445 мин ^–1.

Частота вращения ведущего вала редуктора:

n₂ = n_дв / u_зп = 1445 / 3,15 = 455,24 мин ^–1.

Частота вращения ведомого вала редуктора:

 n₃ = n₂ / u_цп = 455,24 / 2,168 = 210 мин ^–1.

Частота вращения вала на выходе n₃  = 210 мин ^–1.

Определяем  мощность на валах:

• потребляемая мощность электродвигателя:

Р_дв=Р_тр=3 кВт;

• мощность на ведущем валу редуктора:

 

Р₁=Р_тр·η_м·η_п =3·0.98·0.99=2,843 кВт;

• мощность на ведомом валу редуктора:

Р₂=Р₁·η_зп·η_п =2,843·0.97·0.99=2,7298 кВт;

• мощность на выходе

Р₃=Р₂·η_цп·η_п =2,7298·0,92·0,99=2,49 кВт.

Определяем  угловые скорости валов привода:

• угловая скорость вала электродвигателя:

  _дв = π·n_дв / 30 = 3.14·1435 / 30 = 150,092 с^–1;

• угловая скорость ведущего вала редуктора:

  ₁ = π·n₁ / 30=3.14·455,238 / 30 = 47,648 с^–1;

• угловая скорость ведомого вала редуктора:

  ₂ = π·n₂ / 30=3.14·210/ 30 = 21,98 с^–1;

• угловая скорость вала на выходе:

  ₃ = π·n₃ / 30=3.14·210 / 30 = 21,98 с^–1.

Определяем  вращающие моменты на валах привода:  

• на валу электродвигателя:

T_дв=P_дв / _дв = 2930/ 150,092= 19,52 H·м;

• на ведущем валу редуктора:

T₁=P₁ / ₁ = 2843 / 150,092 = 18,94 H·м;

• на ведомом валу редуктора:

T₂=P₂ / ₂ =2729,8 / 47,648 = 57,292 H·м;

• на валу на выходе:

T₃=P₃ / ₃ = 2490 / 21,98 = 113,28 H·м.

Результаты  расчётов сводим в таблицу:

№ вала	Р, кВт		T, Н·м	,  с–1	n,  мин –1
вал двигателя	2,93		19,52	150,092	1435
вал I	2,84		18,94	150,092	1435
вал II	2,729		57,292	47,648	455,24
вал III	2,49	113,285		21,98		210

 

 

 

 

 

 

 

 

2. РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ

2.1. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор механических характеристик материалов зубчатых колёс:

Для изготовления шестерни передачи редуктора выбираем сталь 45 (ГОСТ 4543). Термообработка –  улучшение до твердости Н_НВ1 = 230 НВ. Для изготовления колеса передачи редуктора выбираем сталь 45Л (ГОСТ 4543). Термообработка для колеса – нормализация до твердости Н_НВ2 = 180 НВ           [6, табл. 3.4].

 Определяем допускаемые контактные напряжения:

Предел контактной выносливости:

σ_{Н lim b1} = 2H_НВ1 + 70 = 2 · 230 + 70 = 530 МПа,

σ_{Н lim b2} = 2H_НВ2 + 70 = 2 · 180 + 70 = 430 Мпа

Базовое число циклов:  N_{H lim} = 30 (Н_НВ)^2,4 ≤ 120·10⁶  циклов,

N_Hlim1 = 30· (230)^2,4 = 13,97

N_Hlim2 =30· (180)^2,4 = 7,76,

Эквивалентное число циклов:  N_K = 60 · n · L_h,

N_K1 = 60 · n₁ · L_h = 60 · 1435 · 15000 = 1291,5· 10⁶ циклов;

N_K2 = 60 · n₂ · L_h = 60  · 455,24 · 15000 = 409,7 · 10⁶ циклов.

 Так  как N_Hlim1 < N_K1  и  N_Hlim2  < N_K2  , то m = 20;

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса соответственно равен:

 Z₁= = = 0,797  и Z₂= = 0,82.

Допускаемые напряжения определяются для шестерни и колеса по формуле [6, с. 40]: 

По ГОСТ21354-87 при проектировочных расчетах допускается  принимать: ,

где  Z_R– коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых            поверхностей;

Z_V– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_L– коэффициент, учитывающий влияние смазки;

Z_X– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

 

S_H – коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала S_H = 1,1 (при твердости колес Н_НВ < 350 НВ).

 

 

Для определения  расчетного предела выносливости необходимо проверить условие:

 

 

 

Т.к. , то принимаем за расчетное =288,49 МПа.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжению изгиба:

 

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности;

при отсутствии полирования переходной поверхности зуба Y_R = 1 [6, с. 36];

Y_Х – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, при d_a ≤ 300 мм Y_Х = 1 [2, с. 37];

Y_d – опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; для модуля передачи от 1 до 8 мм этот коэффициент убывает от 1,1 до 0,92; примем Y_d = 1,0 [6, с. 36];

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,4–1,7 [6, с. 35];

– предел выносливости зубьев при  изгибе  и вычисляется по формуле:

  ;

[6, табл. 5.3].

 

 

-предел выносливости зубьев  при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений

Y_t – коэффициент, учитывающий технологию изготовления; Y_t = 1 [6, с. 34];

Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: поковка и штамповка Y_Z = 1 [6, с. 34];

Y_g – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; для нешлифованной переходной поверхности принимают Y_g = 1 [6, с. 34];

Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; если этого нет, то Y_d = 1 [6, с. 34];

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверс); при одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1.

– коэффициент долговечности  вычисляется по формуле:

, где N_F lim= 4·10⁶ циклов; q_F =6

Предел  выносливости зубьев:

;

  ;

Эквивалентное число циклов:

N_K1=60,

N_K2=60

Коэффициент долговечности:

=0.75  и = =0.79;

Принимаем = 1;

  и  .

Межосевое расстояние зубчатого зацепления определяем по формуле    [6, с. 45]:

 

 

 

,

где – расчётный коэффициент, К_a = 430;

u - передаточное отношение зубчатой передачи, u=3,15;

Ψ_ва – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [6, с. 22]; Ψ_ва=0,4;

К_нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Принимаем К_нβ = 1.025 [6, рис. 5.3];

- крутящий момент  на зубчатом колесе (ведомом звене).

Подставим значения в формулу и получим:

a_w=430·(3,15+1)·=100,34 мм.

Значение  а_w принимаем по ГОСТ 2185-66 [1, табл. 5.4] а_w = 100 мм.