Курсовая работа: Редуктор зубчатый прямозубый
Курсовая работа: Редуктор зубчатый прямозубый
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
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
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 NHO1=1,7Ч107
колесо NHO2=1,3Ч107
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на
изгибную выносливость:
шестерня Nfo1=4Ч106
колесо Nfo2=4Ч106
Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:
шестерня sHO1=580 н/мм2
колесо sHO2=514 н/мм2
Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе
циклов:
шестерня sfo1=294 н/мм2
колесо sfo2=256 н/мм2
По рекомендациям табл. 2,9 [3] для прямозубых передач
определяем допускаемые напряжения:
а) Допускаемое контактное напряжение
[sH] = sHOЧКн (4.2.1)
sHO - 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)
КHL1 = 1
[sH1] = sHO1ЧКH1=580Чl = 580 н/ мм2
Колесо
NHE = NFE = 60Ч24Ч103Ч360 = 518400000
(4.2.4)
КHL2 = 1
[sH2] = sHO2 Ч Кн2=514 Ч l = 514 н/ мм2
б) Допускаемое напряжение при изгибе
[sF] = sFOЧKF (3.3.4)
sFO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при
базовом числе циклов (см. п. 3.2)
KF - коэффициент долговечности, принимается = 1
NFO - базовое число циклов перемены напряжений при
расчете на изгибную выносливость
NFE - эквивалентное число циклов определено выше
по формуле (4.2.2)
Подставим в формулы численные значения данных
Шестерня
NFE1 = NHE1 = 2052000000
(4.2.5)
KFL1 = 1
[sF1] = sFO1ЧKFL1 = 294Ч1 = 294 н/мм2
Колесо
NFE2 = NHE2 = 518400000
(4.2.6)
KFL2 = 1
[sF2] = sFO2ЧKFL2 = 256Ч1 = 256 н/мм2
Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи
[sH] = min([sH1],[sH2]) (4.2.7)
[sH1] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)
[sH2]-допускаемое
контактное напряжение для колеса (см. выше)
Численный расчет допустимого контактного напряжения:
[бн] = [sH2]=514 н/мм2
а) Межосевое расстояние
Ориентировочное значение межосевого расстояния аw
, согласно рекомендациям табл. 2.9 [3] определяется следующей формулой
(4.2.8)
КA - 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)
yBA -коэффициент относительной ширины колеса (см.
ниже)
[sH] - 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 yBA , определяем согласно рекомендациям табл. 2,24
[3] для прямозубых передач: yBA = 0,2-0,6 выбераем 0,4
Коэффициент yBD вычисляем по формуле
yBD = yBAЧ(1+U12)/2 (4.2.9)
yBD = 0,4Ч(1+4)/2 = 1
Коэффициент, учитывающий механические свойства материала
колес
КA - определяем из таблицы 2.10 [3]
Вид колес цилиндрический прямозубый
Материал шестерни и колеса сталь 45
Коэффициенты Кa = 49,5 (н/мм2)
ZM = 274 (н/мм2)
КHB - определяем из таблицы 2.11 [3]
Твердость <350 НВ
Расположение шестерни - несимметрично относительно опор
КHb =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по
ширине венца
KFb = 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 = mn
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]
mn = 2,0 мм
в) Ширина венца колеса и шестерни
Определяем рабочую ширину венца колеса:
b2 = yBAЧAw (4.2.12)
Рассчитываем
b2 = yBAЧAw = 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 = mnЧ(Z1+Z2) / (2Чcos(b)) (4.2.14)
ZS = Z1+Z2 = 2Aw .
cosb / mn
Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0о
Вычислим ZS (сумарное число зубьев)
ZS = AwЧ2Чcos(b)/mn = 100Ч2Ч1 / 2 = 100 (4.2.15)
Определим Z1 и Z2 из соотношения U12=Z2/Z1
cos(b)=0
Z2 = U12Ч Z1 =>U12= Z2/Z1 =
80/20 = 4
Zl = 20 - число зубьев шестерни
Z2 = 80 - число зубьев колеса
д) Делительные диаметры колеса и шестерни
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по
формулам: [1, стр. 37]
d1 = Z1Чmn/cos(b) (4.2.16)
d2 = Z2Чmn/cos(b) (4.2.17)
d1 = 20Ч2/1 = 40 мм
d2 = 80Ч2/1 = 160 мм
Осуществим проверку правильности полученных результатов
Aw = (d1 +d2)/2 (4.2.18)
Aw = (40+160)/2 = 100 мм
Точность произведенных вычислений не превысила допустимую ,
данные, полученные в ходе расчета являются верными.
Основные параметры цилиндрических зубчатых передач,
выполненных без смещения
Диаметр вершин зубьев
шестерни dA1=d1+2Чmn =40+2Ч2 = 44мм (4.2.19)
колеса dA2=d2+2Чmn =160+2Ч2 = 164 мм (4.2.20)
Диаметр впадин зубьев
шестерни dF1=d1 –2,5Чmn =40-2,5Ч2 = 35 мм (4.2.21)
колеса :dF2=d2 –2,5Чmn =160-2,5Ч2 = 155 мм (4.2.22)
е)Степень точности передачи
определяем окружную скорость колес по формуле
V = pЧdlЧnl/60Ч103 (4.2.23)
V = 3,14Ч37,14Ч1425/60Ч103 = 2,985 м/с
Согласно табл. 2.21 [З] выбираем требуемую точности передачи
степень точности передачи Ст-9
а) Расчет на контактную выносливость
Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH Ј [sH], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]
Для цилиндрических передач
(н/мм2) (4.3.1)
ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных
поверхностей зубьев (см.ниже)
ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий
механические свойства материалов колес (см. п. 4)
ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину
контактных линий (см.ниже)
WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
U12 - передаточное число (см. п, 3)
dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент ZH определим из таблицы 2.15 [3], угол
наклона линии зуба b=0o
ZH = 1,76
Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]
ZE = 0,90
Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]
ZМ=274
1.Коэффициент торцового перекрытия
Ea = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z1 ± 1/Z2)] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)
2.Коэффициент осевого перекрытия
Eв = b2Чsin(b)/(mn) = 40Ч0/2 = 0 (4.3.3)
Определим удельную расчетную окружную силу WHT :
[3, табл. 2.8 , стр 20]
WHT = 2ЧT1ЧKHa ЧKHв.KHV /(d1 Чbw) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм
(4.3.4)
Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)
KHб - коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями (см.ниже)
KHв - коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку в зацеплении (см.ниже )
KHV - коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки по ширине венца (см. п. 4)
d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)
bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент KHб определим из таблицы 2.19[3]:
Окружная скорость = 2,985 м/с
Степень точности = 9
Коэффициенты KHA=1,16
KHB=1,04
Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]
Твердость поверхности зубьев < 350 HB
Колеса цилиндрические
Коэффициенты KHV=1,2
KFV=1,5
По формуле (4.3.1) рассчитываем
Проверяем условие sH < [s'H]
Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло
значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный
расчет были сделаны правильно.
б) Расчет на выносливость при изгибе
Выполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]
Для цилиндрических передач
sF = YF1ЧYBЧWFT/m < [sF] (4.3.5)
YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)
YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)
WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
m - модуль зуба (см. п. 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];
1. Эквивалентное число зубьев:
ZV = Z/cos3(b) (4.3.6)
ZV = 80/13 = 80 - для колеса
ZV = 20/13 = 20 - для шестерни
Шестерня
ZV = 20
YF = 4,08
Колесо
ZV = 80
YF = 3,61
Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]
Угол наклона зуба b = 0o
YB = 1
Определим удельную расчетную окружную силу WFT
WFT = 2ЧT1ЧKFбЧKFвЧKFV/d1Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2
(4.3.7)
KFB - коэффициент , учитывающий распределение
нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)
KFV - коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку в зацеплении (см. п. 4)
По формуле (4.3.5) рассчитываем sF
Колесо
sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2
Шестерня
sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2
Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость
при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при
изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров
произведен верно.
Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение
при пониженных допускаемых напряжениях:
(4.4.1)
T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)
[tk]—допускаемое напряжение при кручении для
стальных валов согласно табл (3.1) [8]
[tk] = (10 - 15) Н/мм2
а) быстроходный вал
Шестерню выполняем заодно с валом
1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по
формуле (4.4.1); при этом
Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см.
n. 3)
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
d1=17
Округляем результат до ближайшего значения из ряда
предпочтительных чисел R 40
d2 = 17 мм
Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя,
то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1.
Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 =
(0,8 - 1,2) Чdэ
Исполнение 90L4/95
Мощность 2,2 кВт
Асинхронная частота вращения 1425 об/мин
Диаметр хвостовика двигателя 24 мм
Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1
= 24 мм
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d1п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d1бп = d1п+3.r = 36 мм
б) Тихоходный вал
1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по
формуле (4.4.1); при этом
Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см.
n. 3)
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
d2=26,984
Округляем результат до ближайшего значения из ряда
предпочтительных чисел R 40
d2 = 28 мм
2)
Диаметр вала под
подшипник
Принимаем d2п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d2бп = d1п+3.r = 36 мм
4) Диаметр посадочного места колеса
Страницы: 1, 2
|