Расчёт и проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

ГБОУ СПО КАТ №9

 

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКОЙ  РАБОТЕ ПО «ДЕТАЛЯМ МАШИН»

 

 

 

ТЕМА:

«РАСЧЕТ И  ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО РЕДУКТОРА  ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил: студент группы 2Р-7 Кожбаков М.И.

Проверила: Гордеева И.В.

 

 

Москва 2012

Исходные  данные:

Тип редуктора – цилиндрический косозубый

Мощность на выходе: Р₃ = 3,5 кВт

Частота вращения ведомого вала: n₃ = 80об/мин

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации, мелкосерийного производства с нереверсивной нагрузкой.

 

Кинематическая схема

 

Задание

Выполнить расчет по этапам:

1. Выбор электродвигателя.
2. Расчет общего передаточного числа.
3. Кинематический расчет валов.
4. Расчет плоскоременной передачи
5. Расчет цилиндрической прямозубой передачи.
6. Проектировочный расчет тихоходного вала.
7. Подбор подшипников качения тихоходного вала.

 

 

 

 

I Этап: Подбор электродвигателя.

 

P_эл.дв. =     

где η _общ. – КПД общий

η _общ. = η _{ред. *} η _рем.

 
Выбираем 8 степеней точности.

Получаем   η _ред. = 0,96   (из т. 23, стр. 59)

η _рем. = 0,95   (из 4.5, стр. 116)

 

находим   η _общ. = 0,96 ∙ 0,95 = 0,912.

 

Электродвигатель выбираем марки  по таблице 2.8, стр. 71.

Марка 4АМ132М8У3

Технические характеристики двигателя.

Мощность  электродвигателя: Р_эл.дв. = 4 кВт.

2. Номинальная частота: n_эл.дв. = 720 об/мин.

 

 

 

II Этап: Расчет общего передаточного числа.

U_общ. = U_{ред. *} U_рем.

Uобщ. =	nэл.дв.	=	720	= 9
	n3		80

 

 

 

Под полученное расчетом U_общ. = 8

подбираем   U_ред.  = 4,5   (из т. 2.7, стр. 70)

U_рем. = 2   

Проверяем   U_общ. = U_ред. ∙ U_рем. = 4,52= 9 - совпадает с расчетом.

 

 

 

III Этап: Кинематический расчет валов

 

I Вал

Р₁ = Р_эл.дв. = 4 кВт

n₁ = n_эл.дв. = 720 об/мин

ω 1 =	π ∙ n1	=	3,14 ∙ 720	= 75,36рад/с
	30		30

 

 

 

Т1 =	Р1 ∙ 103	=	4 ∙ 103	= 53,07 Н.м
	ω 1		75,36

 

 

 

II Вал

Р₂ = Р₁ ∙ η_рем. = 4 ∙ 0,96 = 3,84 кВт

n2 =	nэл.дв.	=	720	= 360 об/мин
	Uрем.		2

 

 

ω 2 =	π ∙ n2	=	3,14 ∙ 360	= 37,68 рад/с
	30		30

 

 

 

Т2 =	Р2 ∙ 103	=	3,84 ∙ 103	= 101,91 Н.м
	ω2		37,68

 

 

 

III Вал

Р₃ = Р₂ ∙ η_ред. = 3,84 ∙ 0,96 = 3,69 кВт

n3 =	n2	=	360	= 80 об/мин
	Uред.		4,5

 

 

ω 3 =	π ∙ n3	=	3,14 ∙ 80	= 8,37 рад/с
	30		30

 

 

 

Т3 =	Р3 ∙ 103	=	3,69 ∙ 103	= 440,86 Н.м
	ω 3		8,37

 

 

 

 

IV Этап: Расчет плоскоременной передачи

 

 

А) Проектировочный расчет: рассчитываем геометрические параметры передачи.

 

1. Выбираем резинотканевый ремень
2. Диаметр меньшего шкива, мм:

d₁=(52…64)

– выбираем 200 мм

d₁=52=195,41мм 

d₁=64∙=240,5мм

d₁=200мм

3. Скорость ремня, м/с:

υ = ,  где n₁ – частота вращения ведущего шкива; [υ] ≤ 30м/с

 

υ = = 7,54 м/с

4. Диаметр большего шкива, мм:

d₂ = d₁∙u∙ (1-),

где u – передаточное число (u≤5)

 – 0,01…0,02 – коэффициент  скольжения

d₂ = 200∙2∙ (1-0,015) = 394мм 

- выбираем 400 мм

 

5. Фактическое передаточное число

u_ф =

u_ф = = 2,03

Отклонение u от заданного u:

u = ∙100% ≤ 5%

u = ∙100% =1,5% ≤ 5%

6. Межосевое расстояние a, мм:

а≥1,5(d₁+d_2).

а≥1,5(200+400) = 900мм

7. Расчетная длина ремня L_p, мм:

L_p = 2a +0,5 (d₁+d₂) +

L_p= 2∙900 + 0,5∙3,14(200+400) + = 2753мм – выбираем 3000мм.

8. Частота пробегов ремня U, 1/с:

U=_≤ [U] = 15 1/с

U==2,51≤15 1/с

 

 

 

9. Уточнение межосевого расстояния а, мм:

a =

 

a = ₌

= 1024, 12 мм

10. Угол обхвата ремнем малого шкива

 

 

 

11.  Толщина ремня  , мм – см. табл. 2.21.

 

= = 5

 

12.  Окружная сила передаваемая ремнем F_t:

 

 Н

13. Допускаемая номинальная удельная окружная сила [ p]₀,  Н/мм²:

 

 

14. Допускаемая удельная окружная сила [ p],  Н/мм²:

 

 

 

 

 

 

 

15.  Ширина ремня b, мм:

 

 

 

- полученное значение скорректировать  по стандарту и принять стандартную  ширину шкива B. B=63мм.

 

16. Площадь поперечного сечения ремня А, мм²:

 

 

17. Сила предварительного натяжения ремня, Н:

, где  =1,8

 

18. Силы натяжения ветвей ремня F₁ и F₂, Н:

 

 

 

19. Сила, действующая на вал F_b, Н:

 

Б. Проверочный расчет

1. Проверка прочности ремня по  максимальному напряжению ведущей  ветви:

 

 

 – допускаемое  растяжение, Н/мм²

(Н/мм²) для плоских кт/м³

 

 

 

 

Верно

 

 

 

 

 

 

 

 

 

V Этап: Расчет цилиндрической (косозубой) передачи

 

1) Материалы зубчатых колес.

     Желая получить ограниченные  габариты редуктора, по табл. 9.2 для зубчатых колес выбираем  одну и ту же марку стали  40ХН, но с различной термообработкой:  для шестерни – улучшение паковки  и закалка ТВЧ поверхности  зубьев до твердости 49…54 HRC_э, σ_т = 750 Н/мм², предлагаемый диаметр заготовки D ≤ 200 мм; для колеса улучшенная паковка с твердостью 269…302 HB₂, σ_т = 750 Н/мм², предполагаемая ширина заготовки S = 125 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни – 51 HRC_э (≈ 510 HB₁); колесо – 285 HB₂. При этом обеспечивается требуемая разность твердостей HB₁ – HB₂ = 510 – 285 = 225 > 80

2) Допускаемые  контактные напряжения по формуле: [σ_н] = · K_HL

     Для материала зубьев шестерни  применяем сквозную закалку нагревом  ТВЧ (предполагая модуль m < 3 мм); σ_но = 17 HRC_э + 200; [S_н] = 1,2 и K_HL = 1. Для материала зубьев колеса: σ_но = 2HB + 70; [S_н] = 1,1 и K_HL = 1

 

[σ_н]₁ = · K_HL = · 1 = 889 Н/мм².

[σ_н]₂ = · K_HL = · 1 = 582 Н/мм².

Среднее допускаемое контактное напряжение:

[σ_н] = 0,45 · ([σ_н]₁ + [σ_н]₂) = 0,45 · (889 + 582) = 662 Н/мм².

При этом условии [σ_н] = 662 Н/мм². < 1,23 [σ_н]₂ = 1,23 · 582 =716 Н/мм². => условие соблюдается.

3) Допускаемое напряжение изгиба  по формуле: [σ_F] = _· K_FC · K_FL

Для материала зубьев шестерен: σ_FO = 550 Н/мм²; [S_F] = 1,75; K_FC = K_FL = 1.  Для материала зубьев колеса: σ_FO = 1,8 HB₂; [S_F] = 1,75; K_FC = K_FL = 1

[σ_F]₁ = · 1 · 1 = 314 Н/мм².

[σ_F]₂ = · 1 · 1 = 293 Н/мм².

 

4) Расчетные коэффициенты

Принимаем Ψ_а = 0,4, как для симметрично расположенных колес и коэффициент K_нβ = 1, как для прирабатывающихся колес (твердость колеса 285 HB₂, нагрузка постоянная)

5) Межосевое расстояние передачи:

a_w = 43 · (u_ред + 1) = 43 · 3 =  124,2 мм. = 125 мм. (По стандартному ряду)

6) Ширина зубчатого венца:

колеса: b₂ = Ψ_а · a_w = 0,4 · 125 = 50 мм.

шестерни: b₁ = 1,12 · b₂ = 56 мм.

7) Нормальный модуль зубьев:

m_n ≥ = = 1,7 мм = 1,75 мм (по ст. ряду)

8) Минимальный угол наклона зубьев:

= 4 ·  = 4 · = 0,14=>

= 8° 2'

9) Суммарное число зубьев:

Z_Σ = 2a_w · = 250 · = 141,4 = 142 (По стандартному ряду)

10) Фактический угол наклона  зубьев:

= = = 0.994 =>

= 6° 16'

11) Число зубьев шестерни и  колеса:

Z₁ = = = 25.81 = 26 шт.

Z₂ = Z_Σ - Z₁ = 142 – 26 = 116 шт.

 

12. Фактическое передаточное число

 

Отклонение  от заданного

 

 

13. Основные геометрические размеры передачи.

Делительные параметры:

 

 

 

Уточняем  межосевое расстояние

 

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и  колеса:

 

 

14. Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса S:

 

заготовка колеса монолитная. Условия пригодности заготовки  колес выполяются.

15. Окружная скорочть колес и степень точности передачи:

 

по  табл. 9.1 для уменьшения динамической нагрузки выбираем 8-ую степень точности.

16. Силы в зацеплении:      окружная сила

 

радиальная  сила

 

осевая  сила

 

17. Принимаем расчетные коэффициенты:

 

18. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.27)

 

 

Контактная  прочность зубьев обеспечивается

19. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле

 

 

Коэффициент формы зуба Y_F: шестерни Y_F1=3,88

колеса Y_F2=3,6

20. Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб по формуле (9.32):

шестерня 

колесо

Прочность зубьев шестерни оказалась ниже прочности  колеса

, поэтому проверочный  расчет передачи колеса на  изгиб надо выполнять по зубьям  шестерни.

21. Принимаем коэффициенты: ; коэффициент, учитывающий наклон зуба