Проектирование цилиндрического двухступенчатого редуктора

 

 

 

 

 

 

Инв. № дубл

Взаим. инв. №

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Подп. и дата

Инв. № подл.

Подп. и дата

Подп.

Листов

Лист

Лит.

Дата.

№ докум.

Лист.

Изм.

Утв.

Н.контр.

Пров.

Разраб.

 

	Министерство образования и науки  Российской Федерации
	Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего  профессионального образования  «Уральский  федеральный университет  имени первого Президента России Б.Н.Ельцина»
	Кафедра «Детали машин»
	ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО  ДВУХСТУПЕНЧАТОГО РЕДУКТОРА
	Курсовой  проект по  дисциплине  «Детали машин»
	ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
	Студент: Кравченко Г. А.
	Группа: ММ 210105
	Руководитель: Вязкова Л. П.
	Екатеринбург 2013

 

Схема привода:

 

1 – Электродвигатель;

2 – МУВП;

3 – Редуктор;

4 – Муфта зубчатая;

5 – Исполнительный орган;

[1] – Быстроходный вал;

[2] – Промежуточный вал;

[3] – Тихоходный вал

 

1. Мощность на ведомом валу, кВт	2,5
2. Частота вращения ведомого вала, об/мин	220
3. Режим работы	средний равновероятный
4. Реверсивность	нереверсивный
5. Продолжительность включения, %	30
6. Срок службы в годах	6
7. Коэффициент использования передачи: в течение года в течение суток	0,7 0,6

 

 

Оглавление

Введение

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1 Выбор электродвигателя  привода

1.2 Кинематический  и силовой расчет привода

2 Расчёт передач

2.1 Расчет  быстроходной ступени

2.2 Расчет  тихоходной ступени.

3 Расчет валов редуктора

3.1 Схема нагружения  валов редуктора

3.2 Построение  эпюр изгибающих и крутящих  моментов

4 Проверочные расчеты

4.1 Проверочный  расчет подшипников

4.2 Проверочный  расчет тихоходного вала

4.3 Проверка  шпонки

5 Выбор муфт

6 Смазка

7 Сборка редуктора

Список литературы

 

 

Список  графических документов

 

Наименование документов	Обозначение документов	Формат
Сборочный чертеж	1519.303110.003.СБ	А1
Вал тихоходный	1519.715413.003	А2
Колесо зубчатое	1519.721482.003	А3
Крышка корпуса	1519.753134.003	А2

 

Введение

В рассматриваемой  работе необходимо спроектировать двухступенчатый  цилиндрический редуктор в соответствии с исходными данными задания. Редуктором называют механизм, служащий для понижения скорости вращения ведомого вала и повышения крутящего момента на ведомом валу.

 

1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчет

1.1 Выбор электродвигателя  привода

Для выбора электродвигателя определяем требуемую  его мощность:

Требуемая мощность привода, кВт:

 

где P – мощность на ведомом валу, кВт

η₀ – общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

Общий КПД  привода:

hhhh

где h – КПД муфты, h;

h – КПД пары подшипников качения, h;

h – КПД зубчатой косозубой передачи, h;

h;

тогда требуемая  мощность двигателя, кВт:

 

Выбираем  электродвигатель серии АИР, типа 100S2, номинальной мощностью P=4кВт, синхронной частотой n_c=3000 мин^-1, диаметром вала d=32 мм, скольжением S=3,3%.

Номинальная частота вращения двигателя:

 

 

Общее передаточное число привода:

 

 

Передаточное  число для зубчатых и червячных  передач следует выбирать из стандартного ряда в этом диапазоне.

Выбираем  передаточные числа по рекомендации ГОСТ 21354-87:

Принимаем

1.2 Кинематический  и силовой расчет привода

Заключается в определении мощностей крутящих моментов и частот вращения на каждом из валов привода.

Мощность  на каждом валу:

hh

hh

hh

Определяем  частоту вращения каждого вала:

 

 

 

Определяем  крутящие моменты на каждом валу:

 

 

 

 

 

2 Расчёт передач

2.1 Расчет быстроходной ступени

2.1.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Поскольку в проектном задании к редуктору  не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. Принимаем  для шестерни сталь 45, для колеса – сталь 35, так как передаваемая валом мощность невелика и для  достижения лучшей приработки твёрдость  колёс должна быть не более 350НВ. Кроме  того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для  обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса.

Чтобы этого  достичь, назначаем соответствующий  режим термообработки.

Шестерня: сталь 45, термообработка – нормализация

Принимаем: НВ₁=193.

Колесо: сталь 35; термообработка – нормализация

Принимаем: НВ₂ =178.

2.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

 

где –предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений;

 

 

 

S_Н – коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей S_Н=1,1;

Коэффициент долговечности  определяем по формуле:

 

где – базовое число циклов нагружения;

 

 – эквивалентное число  циклов нагружения;

Эквивалентное число циклов нагружения , циклов:

 

где

 

Суммарное число циклов нагружения

 

с=1, t_h – суммарное время работы передачи,

 

Здесь ПВ=0.01ПВ%=0.01∙30=0.3,

К_г – коэффициент использования передачи в течение года, К_г=0.7

К_с – коэффициент использования передачи в течение суток, К_с=0.6

L – срок службы редуктора в годах, L=6

 

 

 

Поскольку

Допускаемое контактное напряжение:

 

 

Для дальнейших расчетов у косозубых цилиндрических передач выбираем наименьшее из двух напряжений

В качестве расчётного значения для косозубых  передач принимаем:

 

 

 

 

Условие выполняется.

2.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

 

где –предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по формуле:

 

 

 

 – коэффициент безопасности  при изгибе, ;

оэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода , ;

Коэффициент долговечности 

 

где показатель степени кривой  усталости, q = 0.14

 – 

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе , коэффициенты эквивалентности для среднего вероятного режима работы

 

 

Поскольку , примем

Определим допускаемые напряжения изгиба для  шестерни и колеса

 

2.1.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

 

где ;

Коэффициент ширины зубчатого венца примем . На этапе проекного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки Тогда

 

Выбираем  ближайшее стандартное межосевое  расстояние 100мм.

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

 

Из полученного  диапазона выбираем стандартный  модуль 2мм, т.к. для силовых передач  модуль меньше 2мм принимать не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

 

Делительный угол наклона зуба

 

Число зубьев шестерни

 

Округлим  полученное значение до ближайшего целого числа,

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

 

При отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%

 

Поскольку , колеса изготавливаются без осевого смещения

Ширина  зубчатого венца колеса

 

Округлим  до ближайшего числа из ряда номинальных линейных размеров: . Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5мм больше, чем. Примем

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Делительные окружности 
 

 

Окружности  вершин зубьев

 

Окружности  впадин зубьев

 

Окружная  скорость в зацеплении

 

Для полученной скорости назначим степень точности передачи .

2.1.5 Проверка контактной прочности зубьев

Для проверки зубьев на контактную прочность используем формулу

 

Где – для косозубых передач

Коэффициент контактной нагрузки

 

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки между зубьями

 

где A = 0.15 для косозубых передач,

K_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при НВ<350 для определения K_w используем выражение

 

Тогда

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки по ширине колеса ,

где – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения  найдем коэффициент ширины венца по диаметру

 

По значению  определим по таблице

Окончательно  найдем

 

Выполним  расчет недогрузки по контактным напряжениям

 

2.1.6 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения  изгиба в зубе шестерни

 

Коэффициент формы зуба

 

где – эквивалентное число зубьев

 

 

 

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона  зубьев на его прочность