Проектирование редуктора

СОДЕРЖАНИЕ

 

Введение…………………………………………………………………………… Исходные данные……………………………………………………………... Выбор электродвигателя……………………………………………………… Кинематический расчет двигателя…………………………………………… Силовой расчет двигателя…………………………………………………….. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи……………………… Нагрузки валов и силовая схема нагружения валов редуктора……………. Проектный расчет валов……………………………………………………… Конструирование зубчатых колес……………………………………………. Конструирование корпуса и крышки цилиндрического редуктора……….. Эскизная компоновка редуктора…………………………………………….. Подбор механических муфт………………………………………………….. Подбор шпонок и расчет их на прочность ………………………………….. Уточненный расчет валов…………………………………………………….. Выбор смазочного материала………………………………………………… Вывод…………………………………………………………………………... Список литературы ……………………………………………………………….

4  5 6 7 8 9 24 25 29 30 31 40 41 43 46 47 48

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ 

Сведения о редукторах:

Редуктором называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей  машины. Кинематическая схема привода  может включать, помимо редуктора, открытые, закрытые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение  угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в  котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и  т.д. В отдельных случаях в корпусе  редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников  или устройств, для охлаждения

Редукторы классифицируют по следующим  основным признакам:

1. по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные).
2. по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.).

3. по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилинрические).

4. по относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).
5. по особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Цель работы: научится рассчитывать и конструировать одноступенчатый  цилиндрический редуктор.

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Исходные данные

Спроектировать механический привод рабочей машины (рис.1):

1. Мощность на валу рабочей машины = 2,3 КВт                                                 Частота вращения вала рабочей машины n= 195 об/мин
2. Схема № 1 (косозубая передача)

Условие работы привода: режим  работы привода постоянный, нагрузка постоянная, срок службы неограничен  т.е предназначен для длительной работы, передача не реверсивная, температура окружающего воздуха  
от +10-30

Кинематическая схема редуктора

 

Рис. 1

 1 – электродвигатель; 2 - муфта; 3 - редуктор; 4 - конвейер;

 

 

 

 

 

2.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

 

2.1 Выбираем механический  КПД всего привода

 

,где   – КПД учитывающий потерю в муфте

 – КПД учитывающий потери в закрытой цилиндрической передачи

  – КПД учитывающий потерю подшипников качения в опорах             барабана вала

 

2.2  Расчётная мощность  электродвигателя на ведущем  валу редуктора.

 

3. Номинальная мощность электродвигателя

 

4. Принимаем асинхронный двигатель серии АИР (1, стр.417, табл.24.9)

 

N= 1000 об/мин,  
с учетом потерь двигателя равно 950

2.5 .Уточнённое передаточное  число редуктора

 

По стандарту принимаем  u=5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ

 

Определяем число оборотов и условную скорость на каждом валу привода:

 

где u - передаточное отношение от первого до n-го вала.

Число оборотов на ведущем  валу _{= 950} об/мин

 

- скорость на  ведущем валу

Число оборотов на ведомом  валу

 

- скорость на  ведомом валу

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.СИЛОВОЙ РАСЧЁТ  ПРИВОДА

Определяем на каждом валу двигателя номинальный вращающий  момент без учета сил трения

 

Т - крутящий момент

 

Определяем вращающий  момент на ведущем валу редуктора:

 

Определяем вращающий  момент на ведомом валу:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙПЕРЕДАЧИ

Передача закрытая, цилиндрическая косозубая.

5.1.Выбор материала, термообработка, твердость зубчатой пары, их механические свойства (приведены в таблице 1). 

Таблица 1. Материал, термообработка, твердость и механические свойства.

	Шестерня	Колесо
Материал   Термообработка   Твердость поверхности зубьев   Механические свойства	Сталь 45   Улучшение   НВ 230     s=780 МПа; s=440 МПа	Сталь 45   Улучшение   НВ 200     s=690 МПа; s=340 МПа

 

Сталь 45 выбираем, так как  она дешевле, чем легированная, а производство

не является серийным, передача не нагружена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2 Определение допускаемых  напряжений 

 

Допускаемые контактные напряжения

ss

где s -  предел контактной выносливости (2, табл.3,2 стр.34)

для сталей с НВ > 350     s = 2НВ + 70

- коэффициент  долговечности, при длительной  эксплуатации  = 1

- коэффициент  безопасности (1,стр.33)

= 1,15 

Шестерня: 
ss

Колесо:

ss

 

Среднее допускаемое контактное напряжение (2, табл.3.10, стр.35)

 

sss= 391,3 МПа

 

Проверяем выполнения условия:

ss , где s= 408,7 МПа

s

 

s

Условие соблюдается

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверочный расчет зубьев выносливость по напряжениям изгиба

ss  (2; стр 43)

Где s  - предел выносливости колеса (2;табл. 3,9; стр. 44)

s = 1,8 НВ при твердости НВ <350

 – коэффициент  запаса прочности зубчатых колес

(2;табл. 3,9; стр. 44)

 

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни: ss236,5 МПа

Для колеса: ss205,7 МПа

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.3 Расчёт межосевого расстояния.

Считаем межосевое расстояние

sy(2; стр.32)

 

,где для косозубых и шевронных передач;

=1,1  -  коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (2, табл. 3,1, стр. 32)

y – коэффициент ширины венца, для косозубых колес принимаем y(2, стр. 36)

 

по ГОСТ 2185 - 66, принимаем a_w=112 мм.

 

5.4 Геометрический расчет зубчатой передачи. Выбор типа передачи.

Принимаем тип передачи без  смещения зуборезного инструмента  относительно оси нарезаемого колеса - нормальное зацепление

Х-смещение Х=0

П - полюс зацепления Х=m×Х

m— модуль зацепления

Х=0 коэффициент смещения зуборезного инструмента 

X=m×0=0 - величина смещения нормального зацепления

Минимальное количество зубьев нормального колеса, нарезаемого  без смещения в цилиндрических косозубых  передачах.

,где -угол наклона зуба к оси.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Определяем нормальный модуль зацепления:

 

 

принимаем по стандарту m = 2 мм.

 

2. Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

 

Принимаем предварительно угол наклона зубьев к оси колеса имеем

Шестерня:

 

Принимаем _{целое число, но большее} минимального

Колеса:

 

Уточненное значение угла наклона зубьев:

 

Определяем фактическое  передаточное число:

 

Отклонение должно быть меньше 4,5%

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Основные геометрические размеры шестерни и колеса (см. рис 2)

Рис. 2 Размеры зацепления

5.5.1 Диаметр делительных  окружностей:

 

 

проверка:

 

 

5.5.2 Диаметры вершин зубьев:

 

 

 

5.5.3 Диаметры впадин зубьев:

 

 

Для расчета принято эвольвентное нормальное зацепление без смещения с углом профиля зубьев α=20 стандартный угол.

 

 

 

 

 
5.5.4 Размеры зуба выражены в  долях модуля:

- высота головки зуба

- высота ножки зуба

- высота зуба

 

ширина колеса:

y

ширина шестерни:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.6. Расчет закрытой  зубчатой цилиндрической передачи  на контактную прочность рабочих  поверхностей зуба. 

Сила давления на зуб колеса:

F_n- вызывает 2 деформации:

1. Смятие поверхности зуба
2. Общий изгиб зуба

5.6.1 Определяем окружную  скорость колес и степень точности  передачи:

 

 то назначаем 8 степень  точности передачи, источник (2, стр. 32)

 

5.6.2 Определяем уточненный коэффициент нагрузки передачи:

 

,где 

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (2, табл.34,стр. 39)

– коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца колеса (2,табл.3.5, стр. 39)

 – коэффициент  динамической нагрузки  
(2,табл.3.6,стр. 40)

Найденные данные подставляем  в формулу, получаем результат:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
5.6.3 Проверка прочности зубьев  по контактному напряжению

ss – условие прочности зубьев по контактному напряжению

s

проверка:

sssss

 

Если расчетное напряжение s меньше допускаемого s в пределах 15-20% или s_Н большеs в пределах 5%; то ранее принятые параметры передачи принимаются за окончательные в противном случае необходим перерасчет.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.7 Силы действующие в зацепление (см. рис 3)

Рис. 3  Силы зацепления

Окружная сила:

 

Радиальная сила:

 

Осевая сила:

 

Под  действием этих сил валы испытывают сложную деформацию – изгиб с кручением.

 

 

 

 

 

5.8 Расчет закрытой  цилиндрической передачи на прочность  при изгибе 

ss– условие прочности зубьев на изгиб 

ss

 

5.8.1 Коэффициент нагрузки  при изгибе зубьев

_{, где}

  _{– коэффициент  неравномерности  распределения нагрузки  по ширине венца  колеса (}2,таб.3.7, стр. 43)

  _–коэффициент динамической нагрузки (1,таб.3.8,стр. 43)

 

 

5.8.2 Коэффициент учитывающий форму зуба Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев

эквивалентное число зубьев:

у шестерни:

 

у колеса:

 

Выбор коэффициент формы  зуба (2,стр. 42)

шестерни 

колесо 

5.8.3 Коэффициент компенсации погрешности:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
5.8.4 Коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями:

 

, где

– коэффициент  точности торцевого перекрытия

n=8 – степень точности

5.8.5 Проверка прочности зубьев на изгиб: