Курсовая работа: Редуктор цилиндрический
Курсовая работа: Редуктор цилиндрический
ПРИВОД К
ГОРИЗОНТАЛЬНОМУ ВАЛУ
(редуктор
цилиндрический)
Содержание
Введение
1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода
2 Расчёт привода редуктора
3 Расчет редуктора
3.1 Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений
3.2 Геометрический расчёт редуктора
3.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность
3.4 Проверка передачи на отсутствие растрескивания
3.5 Проверка зубьев на усталостную прочность при изгибе
4 Предварительный расчет валов
5 Подбор шпонок и проверка шпоночных соединений
6 Компоновка редуктора
7 Уточненный расчет валов
8 Проверка долговечности подшипников
9 Выбор смазки редуктора
10 Проверка прочности шпоночных соединений
11 Подбор и расчёт муфты
11 Список используемой литературы
1.
Выбор
электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.
1.1.
Выбор
электродвигателя
Требуемая мощность
электродвигателя:
P=3,5 кВт.
PэдP. По ГОСТ 19523-81 выбираем
обдуваемый электродвигатель единой серии 4А, стандартной мощности: Pэд = 4 кВт.
Частота
вращения вала электродвигателя определяется по зависимости
nэд = nпр·uцил·uрем. Здесь uцил, uрем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач,
рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой
1,5…3,5.
nэд = 210·3,5·1,9=1396,5 об/мин.
Воспользовавшись
рекомендациями [4, с. 333] найдём наиболее близкую частоту вращения
стандартного двигателя. Выбрали двигатель типа 4А100L4, nэд=1430 об/мин.
1.2.
Определение
передаточных чисел привода
Общее передаточное число привода
uпр=6,8.
По ГОСТ 2185-66
возьмём стандартные значения передаточных чисел (uцил=3,5; uрем=2)
uпр ст = uцил ст·uрем ст = 3,5·2 = 7.
По ГОСТ 2185-66 uпр ст =7,1
Отклонение
стандартного значения 0передаточного числа от фактического значения передаточного
числа не должно превышать 4%. В
данном случаи
1.3. Определение
частот вращения и крутящих моментов на валах
Частота
вращения на входном (быстроходном) валу
n1 = 735 об/мин.
Частота
вращения на выходном (тихоходном) валу
n2 = 215 об/мин.
Крутящий момент
на приводном валу
Tпр = T2
Крутящий момент
на ведущем шкиве ремённой передачи (на валу электродвигателя)
Tэд = 26,7 Н·м.
Крутящий момент
на входном валу редуктора
T1 = 26,7∙0,95∙1,9=48,19 Н·м.
Крутящий момент на
выходном валу редуктора
T2 = 48,19∙3,5∙0,97=163,6 Н·м.
2.
Выбор
материалов и определение допускаемых напряжений
По типу производства
назначаем вид термообработки: для серийного производства – улучшение для колеса
и закалка ТВЧ для шестерни (Токи Высокой Частоты).
Для изготовления колёс
принимаем сталь 40Х, как наиболее распространённую в общем редукторостроении.
Шестерня: HRC1 = 45; sв = 1500
МПа; sт = 1300
Мпа.
Колесо: HВ2
= 250; sв = 850
МПа; sт = 550
Мпа.
2.1.
Определение допускаемых
контактных напряжений для шестерни
. Закалка ТВЧ
sH lim b 1 = 17·+200 = 17·45+200 =965 МПа
(предел выносливости по контактным напряжениям).
SH 1 = 1,2
(коэффициент запаса безопасности).
NHE 1 =
= 60·735·1500·(2,23·10-4+13·0,4+0,63·0,4+0,33·0,2)
= 326·106 (эквивалентное число циклов).
m=9 (показатель кривой усталости), так как HB>350.
NHO 1 =
30·(10)2,4 = 30·(10·45)2,4 = 70·106
(базовое число циклов).
Так как NHE1>NHO1, то KHL 1 = 1
(коэффициент долговечности).
= 804 МПа.
2.2 .Определение
допускаемых контактных напряжений для колеса
Улучшение
sH lim b 2 = 2·+70 = 2·250+70 =570 МПа.
SH 2 = 1,1.
NHE 2 = = 93·106.
NHO 2 = 30·()2,4 = 30·2502,4 = 17,1·106.
Так как NHE2>NHO2, то KHL 2 ==1.
=518 МПа.
Расчётное значение
допускаемых контактных напряжений
[sH]р = [sH]min = 518 МПа.
Допускаемые контактные
напряжения при перегрузке
[sH]max 2 = 2,8·sТ =2,8·550
=1540 МПа.
[sH]max 1 = 40·HRC
=40·45 =1600 МПа.
2.2.
Допускаемые изгибные
напряжения для шестерни и колеса
2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни
sF lim b 1 = 650 МПа.
SF1 = 1,75
(коэффициент запаса).
KFC1 = 1, так
как передача нереверсивная.
NFO1 = 4·106.
NFE1 = 60·735·1500·(2.29·10-4+0,4+0.69·0,4+0,39·0,2)
= 347·106.
Так как NFE1>NFO1, то KFL1=1.
[sF]1 = 371,4 МПа.
2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса
sF lim b 2 =1,8∙=1,8∙250=450 МПа.
Допускаемые
изгибные напряжения при перегрузке
[sF]max = 0,6·sв = 0,6·1500 = 900 МПа.
SF2 = 1,75
(коэффициент запаса).
KFC2 = 1, так
как передача нереверсивная.
NFO2 = 4·106.
NFE2 = 99·106.
Так как NFE2>NFO2, то KFL2=1.
[sF]2 = 260 МПа.
Допускаемые изгибные
напряжения при перегрузке
[sF]мах1=0,6·sв1=0,6·1500=900 МПа.
[sF]мах2=0,8·sт2=0,8·550=440 МПа.
3.
Расчёт цилиндрической
прямозубой передачи
3.1.
Проектный расчёт
цилиндрической прямозубой передачи
Межосевое расстояние
.
Ka
= 490 МПа.
KHb = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки).
yba = 0,315 (коэффициент ширины колеса).
127 мм.
По рекомендации [2, с.
246] выбираем стандартное рекомендуемое межосевое расстояние
а= 160 мм.
2. Назначаем нормальный модуль по соотношению
mn = (0,01…0,02)·аw2 мм.
mn = (0,01…0,02)·160 = (1,6…3,2) мм.
По ГОСТ
9563-80 принимаем стандартный m = 4, так как для силовых передач m2 мм.
3. Определяем число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
.
z1 = 17.7>17.
Принимаем z1
= 18.
Число зубьев колеса
z2 = u·z1 = 3.5·18 = 63.
4. Уточняем передаточное число
uф =3.5.
Отклонений от
требуемого u нет (допускается 4%).
5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс
d1 = mn ·z1 = 4·18 =
72 мм.
d2 = mn ·z2 = 4·63 =
252 мм.
6. Проверка межосевого расстояния
аw = 0,5·(d1+d2) = a.
аw =
0,5·(72+252) = 162 мм. = а= 160 мм.
7. Определяем ширину зубчатых колёс
b2 = yba·aw = 0,315·160 = 50,4 мм.
По ГОСТ 6636-69
округляем до стандартного значения
b2 = 55 мм.
Ширину
зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм. больше
b1 = b2+(5…8) = 55+(5…8) = (60…63) мм. принимаем
b1 = 60 мм.
3. 2. Проверочный
расчёт цилиндрической прямозубой передачи
Проверочный расчёт
передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.
3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость
.
ZH= (коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев).
aw = 20° (угол зацепления).
ZH =1,76.
ZM = (коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых
колёс, МПа).
(приведенный модуль упругости).
E1 = E2
=2,1·105 МПа.
Eпр=2,1·105 МПа.
m = 0,3 (коэффициент Пуассона).
ZM =271,1 МПа.
Ze = (коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных
линий).
(коэффициент торцевого перекрытия).
ea =1,7.
Ze =0,9.
(окружная сила).
Ft ==1300 Н.
KH = KHb·KHV (коэффициент нагрузки).
KHb – коэффициент концентрации нагрузки.
K– коэффициент начальной концентрации нагрузки,
выбирается в зависимости от .
Þ K= 1,26.
При непостоянной
нагрузке KHb = (1-х)∙ K + х
х =10-4∙2,2+0,4∙1+0,4∙0,6+0,2∙0,3=0,7
KHb = (1-0,7) ∙1,26+0,7= 1,08.
Определяем KHV (коэффициент динамичности) в зависимости от V
(окружной скорости).
V =2,8 м/с.
Принимаем 8-ю степень
точности по рекомендации [2, с. 259] (тихоходные передачи машин низкой
точности). Находим
KHV = 1,22.
KH = 1,08·1,22 = 1,3.
sH =318 МПа.
sH = 706,8 < [sH]min = 828,3 МПа.
Недогрузка передачи
составляет
DsH =39% >[DsH]=(12…15)%,
что указывает на возможность уменьшения габаритов передачи. Уменьшить межосевое
расстояние нельзя по конструктивным соображениям. Изменим ширину зубчатых
колес. Принимаем yba=0,25. Тогда b2 =40 мм, b1 =50, K=1,14, KHb =
(1-0,7)1,14+0,7=1,042
KH = 1,042·1,22 = 1,27.
sH =370 МПа.
DsH =28% >[DsH]=(12…15)%
Однако дальнейшее
уменьшение ширины колес может привести к возрастанию виброактивности колес. В
связи с этим дальнейшее изменение размеров передачи нецелесообразно несмотря на
ее значительную недогрузку.
3.2.2 Проверка передачи на изгибную выносливость
(условие работоспособности на изгиб для прямозубых колёс).
С
достаточной степенью точности можно считать, что KFb = KHb, а KFV = KHV.
YF (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев
рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента x (x1 = x2 = 0)
YF1 = 4,07; YF2 = 3,61.
На изгибную
выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение минимально.
Следовательно, на
изгибную прочность проверяем зубья колеса.
sF2 =26 МПа.
sF2 = 26 МПа < [sF]1
= 260 МПа.
Проверяем
передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.
.
sH =370 МПа,
, =1540 МПа
sH max =550 МПа < [sH]max = 1540 МПа.
Следовательно,
контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет
отсутствовать.
sF max =816
< [sF]max = 900 МПа.
Следовательно,
объёмная пластическая деформация будет отсутствовать.
3.3
Геометрические
характеристики зацепления
Определяются только те
геометрические характеристики, которые необходимы при вычерчивании зубчатого
зацепления передачи и рабочих чертежей зубчатых колёс.
Расчёт геометрических
размеров передачи внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70.
Некоторые размеры и
параметры передачи уже определены.
mn = 4 мм; aw = 160 мм; b1 = 60 мм;
b2 = 55 мм;
d1 = 72 мм;
d2 = 252
мм; u = 3,5.
Диаметры окружностей
выступов
da1 = d1+2·(h+x1)· mn; da2 = d2+2·(h+x2)· mn.
h= 1 (коэффициент высоты головки зуба исходного
контура).
x1 = x2
= 0 (коэффициенты смещения режущего
инструмента).
da1 =
72+2·(1+0)·2 = 76 мм;
da1 =
252+2·(1+0)·2 = 256 мм.
Диаметры окружностей
впадин зубьев
df1 =
d1-2·(h+c*-x1)·
mn; df2 = d2-2·(h+c*-x2)·
mn.
c* = 0,25
(коэффициент радиального зазора исходного контура).
df1 =
72-2·(1+0,25-0)·2 = 67
мм;
df2 =
252-2·(1+0,25-0)·2 = 247
мм.
3.4
Ориентировочная оценка КПД
редуктора
Для одноступенчатого
редуктора hред = hпер = 1-yз-(yn+yr).
yз = 2,3·f· (коэффициент, учитывающий потери в зацеплении; по
данной зависимости определяется при x1 = x2 = 0).
f = (0,06…0,1) (коэффициент трения в зубчатом
зацеплении).
Принимаем f =
0,07.
yз =
2,3·0,07·= 0,0115.
yn – коэффициент, учитывающий потери в подшипниках.
yr – коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла
(гидравлические потери).
(yn+yr) = 0,15…0,03.
Так как передача имеет
невысокую окружную скорость (V = 2,8 м/с), принимаем (yn+yr) = 0,03. hред = 1-0,01-0,03 = 0,96.
Теоретическое
определение потерь крайне затруднено, поэтому на практике КПД редукторов
определяют на натуральных объектах, пользуясь специальными испытательными
установками.
3.5
Определение усилий,
действующих в зацеплении
Окружная сила Ft =1300 Н.
Осевая сила Fa = Ft·tgb = 0, так как b = 0°.
Радиальная сила Fr =473 Н.
4
Расчёт ремённой передачи
1. Размер сечения выбираем по рекомендации [1, с.
152] в зависимости от Tэд и nэд.
Tэд =26,7 Н·м.
Принимаем клиновой
ремень нормального сечения типа А.
2. Назначаем расчётный диаметр малого шкива dр1
min. По рекомендации [1, с. 151] для ремня сечения А
имеем dр1 min = 90 мм.
Следует
применять шкивы с большим, чем dр min диаметром. По ГОСТ 20889-75 – ГОСТ 20897-75 принимаем
dр1 = 100
мм.
3. Определяем расчётный диаметр большего шкива
dр2 = (1-e)·dр1·uрем.
e = 0,02 (коэффициент скольжения).
dр2 =
(1-0,02)·100·2 = 196 мм.
Полученный диаметр
округляем до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 20897-75
dр2 = 200
мм.
Уточняем передаточное
число
uрем =2,04.
4. Определяем межосевое расстояние.
Минимальное межосевое
расстояние
amin = 0,55·(dр1+dр2)+h.
h = 8 мм (высота профиля ремня для сечения А).
amin = 0,55·(100+200)+8 = 173 мм.
amax =2·(100+200) = 600 мм.
Для
увеличения долговечности ремней принимают a > amin. Причём a назначается в зависимости от
передаточного числа uрем и
расчётного диаметра dр2. По
рекомендации [1, с. 153] при uрем = 2
имеем 1,2.
a = 1,2·dр2 = 1,2·200 = 240 мм. Учитывая компоновку привода,
принимаем окончательное межосевое расстояние a = 430 мм.
5. Определим длину ремня
.
Страницы: 1, 2, 3
|