Проектирование одноступенчатого редуктора

Министерство образования  и науки РФ

Федеральное агентство по образованию

Поволжский Государственный  Технологический университет

 

 

 

Кафедра ТТМ

 

 

 

Расчетно-графическая  работа

По дисциплине детали машин

Проектирование  одноступенчатого редуктора

3-вариант

 

 

 

Выполнила: студентка 

Проверил:

 

 

 

 

 

 

Г. Йошкар-Ола

Содержание

 

 

1. Введение
2. Задание

3. Расчеты:

3.1 Выбор электродвигателя и  кинематический расчет

3.2  Расчет зубчатых колес  редуктора

3.3 Предварительный расчет валов  редуктора

3.4 Конструктивные размеры шестерни  и колеса

3.5 Конструктивные размеры корпуса  редуктора

3.6 Расчет цепной передачи

3.7 Первый этап компоновки редуктора

3.8 Проверка долговечности подшипника

3.9 Второй этап компоновки редуктора

3.10 Проверка прочности шпоночных  соединений

            3.11 Уточненный расчет валов

        4. Выбор сорта  масла

        5. Список  литературы.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАДАНИЕ №2/06

Спроектировать редуктор привода ленточного конвейра по приведенной схеме. Мощность на ведомой звездочке цепной передачи Р₃ и угловая скорость ее вращения ω₃ приведены в таблице 1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 1.

Величина	ВАРИАНТЫ
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
Р3, кВт	5	7	5	7	6	8	7	6	8	6	7	5	6	7,5	6,5
ω3, рад/сек	2,5π	3,4π	2,6π	3,3π	2,7π	3π	3,2π	2,8π	3,5π	2,9π	3,1π	3,5π	3π	3,5π	2,5π

Представить расчетно-пояснительную  записку с расчетом редуктора  и 2,5 листа чертежей (формата 24).

Первый лист - общий вид редуктора.

Второй лист - сборочный чертеж редуктора.

Третий лист - (формат А3) рабочие чертежи ведомого колеса и его вала.

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Редуктором называется механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и, соответственно, для повышения крутящего момента.

Редуктор – неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного  назначения, разрабатываемых при  курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор служит для передачи крутящего момента между параллельными осями. Компоновочные возможности редуктора весьма ограничены и сводятся в основном к расположению осей валов в пространстве.

Зацепление в большинстве  случаев косозубое с углом  наклона линии зуба , но редко встречается и прямозубое. В редукторах с обычно шевронное. Диапазон передаточных чисел равен .

Одноступенчатый цилиндрический редуктор применяется в грузоподъемных механизмах, конвейерах, транспортерах, питателях и т.д.

К условиям применения редукторов относятся:

- нагрузка постоянная  и переменная, одного направления  и реверсивная; 

- работа постоянная и  с периодическими остановками; 

- вращение валов в  любую сторону, частота вращения  быстроходного вала до 1500 об/мин.

От работоспособности  и ресурса цилиндрического редуктора  во многом зависит обеспечение требуемых  функциональных параметров и надежности машины в целом.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                              Расчеты

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Технические данные

   P₃ = P_б = 5 кВт

   ω₃ = ω_б = 2,6π рад/сек

Определение общего КПД привода (табл. 1.1):

, где 

          h1=0,98 – КПД пары цилиндрических зубчатых колёс;

h2=0,99 – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

h3=0,92 – КПД открытой цепной передачи;

h4=0,99 – КПД учитывающей потери в опорах вала приводного барабана.

 

Определяем требуемую  мощность электродвигателя:

Угловая скорость барабана

                                   

Частота вращения барабана:

                                 

По табл. П1[1] выбираем электродвигатель по требуемой мощности с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (частные передаточные отношения для цилиндрического зубчатого редуктора и для цепной передачи ), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 132 М6 УЗ, с параметрами и скольжением 3,2% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения , а угловая скорость .

Определяем общее передаточное отношение:

                                    ,

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора  по ГОСТ 2185-66 , для цепной передачи .

Частоты вращения и угловые  скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В
Вал С
Вал А

    Вращающие моменты:

на валу шестерни

;

на валу колеса

.

II. Расчет зубчатых колес редуктора

 

Выбор материалов:

Так как в задании нет  особых требований в отношении габаритов  передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3:  для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где s_{н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По  табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с  твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение)

К_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1; [S_H]=1,10.

  Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

                                       

для шестерни 

для колеса 

Тогда расчетное допускаемое  контактное напряжение

                                        .

Требуемое условие  выполнено.

Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.

Принимаем коэффициент  ширины венца по межосевому расстоянию

.

Межосевое расстояние из условия  контактной выносливости активной поверхности  зубьев

,

где для косозубых колес  , а передаточное число нашего редуктора .

Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 .

Нормальный   зацепления

;  принимаем  .

Примем предварительно угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:

;  принимаем

тогда .

Уточненное значение угла наклона зубьев

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;     .

Проверка:  .

Диаметры вершин зубьев:

;  ;

ширина колеса ;

ширина шестерни .

Определяем коэффициент  ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес  и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует  принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

Значения  даны в табл. 3.5[1]: при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи .

По табл. 3.4[1] при  и 8-й степени точности . По табл. 3.6 для косозубых колес при имеем . Таким образом, .

Проверка контактных напряжений:

.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная  ;

радиальная  ;

осевая  .

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки . По табл. 3.7[1] при , твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] . Таким образом, коэффициент ; – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни ;

у колеса .

При этом и .

Допускаемое напряжение –  по формуле:

.

По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости  .

Для шестерни ; для колеса . –коэффициент запаса прочности, где ; . Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения  :

для шестерни ;

для колеса .

Дальнейший расчет следует  вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты U_b и К_Fa

;

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия e_a=1,5 и 8–й степени точности К_Fa=0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

.

Условие прочности выполнено.

III. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца  при допускаемом напряжении по формуле

.

Так как вал редуктора  соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Примем (у подобранного электродвигателя по табл. П2[1] диаметр вала 38 мм). Примем под подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений цепи, принимаем  .

Диаметр выходного конца  вала