Расчёт зубчатых колёс редуктора

Содержание

 

 

Введение           2

Задание на проектирование        3

1. Выбор электродвигателя  и кинематический расчёт    4

2. Расчёт зубчатых  колёс редуктора      6

3. Предварительный расчёт  валов редуктора     11

4. Конструктивные размеры  шестерни и колеса     12

5. Конструктивные размеры  корпуса редуктора    13

6. Расчёт ременной  передачи        14

7. Первый этап компоновки  редуктора      17

8. Проверка долговечности  подшипников     18

9. Второй этап компоновки  редуктора      19  

10. Посадки зубчатого колеса и подшипников     20

11. Выбор сорта масла         20

12. Сборка редуктора         21

13. Список литературы         22

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

 

Привод - устройство, предназначенное  для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве передающих механизмов чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ремённая, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Проектируемый в данной работе привод включает одноступенчатый  цилиндрический косозубый редуктор с цепной передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями, с заданной угловой скоростью и мощностью на выходном валу редуктора.

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой  машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Машиностроению принадлежит  ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Большие возможности  для совершенствования труда  конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть  процесса проектирования. Представленные в книге различные конструктивные решения можно использовать для создания графической базы данных, используемой при проектировании.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

 

 

Определим мощность на выходном валу привода.

 

 

Определим общий коэффициент полезного  действия (КПД) привода:

 

 

где: 

- коэффициент полезного действия  ременной передачи.=0,96

- коэффициент полезного зубчатой  передачи.=0,97

    - коэффициент полезного  действия муфты.=0,98

    -коэффициент полезного действия подшипников.=0,99

 

Определим требуемую  мощность двигателя  , кВт:

 

,где 

- требуемая мощность рабочей  машины, в кВт;.

- общий коэффициент полезного  действия (КПД) привода;

 

Определить номинальную  мощность двигателя  , кВт:

 

 принимаем равной 4 кВт.

 

,где

- требуемую мощность двигателя,  кВт;

 

Выберем тип двигателя.

Принимаем тип двигателя 4А112МВ6 с синхронной частотой вращения 1000 об/мин.

 

Определим частоту вращения вала барабана.

Определим общее передаточное отношение и передаточное отношение  привода.

 

 

 

 

Определение частоты  вращения и угловую скорость валов  привода.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определим крутящие моменты на валах  привода.

 

 

 

_{2. Расчет зубчатых колес редуктора.}

 

 

Для шестерни сталь 45, термообработка- улучшение HB230. Углеродистая сталь. Для зубьев на 30 меньше (HB 200).

 

Допускаемые контактные напряжения.

 

                      

   

 

 

_{- коэффициент  долговечности, при  числе циклов нагружения  больше базового, что имеет место  при длительной  эксплуатации редуктора.}

 

 

_{Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию равную 0,4.}

 

_{Межосевое расстояние из условия  контактной выносливости активных поверхностей зубьев.}

 

_,где

- межосевое расстояние, мм

 

_{Примем  предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса.}

- предварительный угол наклона.

=22

_{Уточненное  значение угла наклона  зубьев}

 

 

_{Основные  размеры шестерни и колеса:}

_{Диаметры  делительные:}

 

, где

- делительный диаметр шестерни  косозубой передачи.

- делительный диаметр колеса  косозубой передачи.

 

Проверка:

 

_{Диаметры  вершин зубьев:}

 

Ширина колеса  = мм

Ширина колеса  = +5мм=64+5=69мм

_{Определяем  коэффициент ширины шестерни по диаметру:}

_{Окружная  скорость колес и  степень точности передачи.}

 

При такой скорости следует  принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

 

Проверка контактных напряжений по формуле:

 

 

406,44 Н/мм² 9Н/мм²

 

Силы, действующие в зацеплении:

 

Окружная:

Н

 

Радиальная:

 

Н

 

Осевая:

 

Н

 

 

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

 

,где

Y_F- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев .

- коэффициент, учитывающий наклон  зуба.

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями.

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба.

 

Здесь коэффициент нагрузки

 

У шестерни:

 

У колеса:

,где 

- число зубьев шестерни:

- число зубьев колёс:

 

 

При этом Y_F1 =3,84

       Y_F2 =3,60

 

Допускаемое напряжение по формуле:

 

Для стали 45 улучшенной при  твердости HB≤350 =1.8 HB

Для шестерни =

Для колеса =

 

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 и

 

,где 

- действительная величина угла  наклона зубьев для косозубых передач.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε и 8-ой степени точности =0,75.

 

Проверяем прочность  зуба колеса по формуле:

 

72Н/мм²<237 Н/мм²

Условие прочности выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Предварительный расчет  валов редуктора.

 

 

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям.

 

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца  при допускаемом напряжении по формуле:

 

 

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремнем

 

Диаметр выходного конца  вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Конструктивные  размеры шестерни и колеса.

 

 

Шестерня будет выполнена  за одно целое с валом.

=56,33 мм

 мм

мм

 

Колесо кованое.

 мм

 мм

 мм

 

Диаметр ступицы.

 

Длина ступицы.

, принимаем  =70 мм.

 

Толщина обода  , принимаем

 

Толщина диска С= 0,3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Конструктивные  размеры корпуса редуктора.

 

 

Толщина стенок корпуса  и крышки.

, принимаем  (так как \

, принимаем .

 

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки.

Верхний пояс корпуса  и пояс крышки:

 

Нижний пояс корпуса:

, принимаем Р=20 мм.

 

Диаметры болтов:

Фундаментальных:

= , принимаем болты с резьбой М20.

, принимаем М16 .(крепящие крышку  к корпусу у подшипником).

 

Соединяющие крышку с  корпусом:

, принимаем болты М12.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Расчёт ременной  передачи.

Расчет начинают с выбора сечения ремня по заданному номинальному моменту.

Исходные данные:

N=4 кВт

n₁=1000 об/мин.

n₂ (ведущий вал)=500 об/мин.

Принимаем

 

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения.

Находим диаметр D₂ ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε=0,015.

 

ε)=

 

Пересчитываем:

об/мин.

 

Принимаем

 

Определяем межосевое  расстояние а: его выбирают в интервале:

 

Принимаем близкое к  среднему значению.

А=600 мм.

 

Расчетная длина ремня  определяется по формуле как и  в случае плоскоременной передачи:

Ближайшая по стандарту  длина L=2000 мм.

Вычисляем:

мм. и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L по формуле:

 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность обеспечить возможность уменьшения а на ,  чтобы облегчить надевание ремней на шкив.

 

Для увеличения натяжения  ремней необходимо предусмотреть возможность  увеличения а на

 

Для рассматриваемого примера  необходимые перемещения составлять:

В меньшую сторону:

В большую сторону:

 

Угол обхвата меньшего шкива:

 

Скорость:

м/с.

 

 

Величина окружного  усилия , передаваемого одним клиновым ремнем сечения А, при

I=2

D=160 мм

L₀=2000 мм

υ=4 м/c

 

(на один ремень).

 

 

Здесь:

Коэффициент, учитывающий  влияние длины ремня.

Расчетная длина L=2000= L₀, то

 

Коэффициент режима работы, при заданных выше условиях

Н

 

Окружное усилие.

 

Н

 

Расчетное число ремней.

 

Напряжение от предварительного натяжения:

Н/мм

 

Предварительное напряжение каждой ветви ремня.

Н

 

Рабочее натяжение ведущей ветви.

 

Н

 

Усилие на валы:

H