Проектирование и расчет привода с одноступенчатым редуктором АТКП. 160305.10.103.ПЗ

ГБОУ СПО 
«Пермский авиационный техникум им.А.Д. Швецова» 
 
 
 
 
 

 
 
 
 
 
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ 
Пояснительная записка 
дисциплина: Техническая механика 
 
Проектирование и расчет привода с одноступенчатым редуктором 
АТКП. 160305.10.103.ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Преподаватель ___________________________________________________Пепеляева С.В.

Студент, гр. АД-10-1 ______________________________________________Глезденев С. В.

 

 

 

 

                                                                      2013

 

Содержание

1. Содержание пояснительной записки

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический расчёт
2. Расчёт зубчатых колёс редуктора
3. Предварительный расчёт валов редуктора
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
6. Проверка долговечности подшипников
7. Проверка прочности шпоночных соединений
8. Выбор сорта масла, объёма масляной ванны и смазывания подшипников
9. Сборка редуктора

Заключение

Список литературы

Приложения:

П 1. Спецификация

2. Содержание графической части
1. Рабочий чертёж зубчатого колеса
2. Рабочий чертёж вала
3. Редуктор. Чертёж общего вида спереди и общего вида сверху со снятой крышкой

 

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы вычисляют машины, поэтому и технический уровень народного хозяйства в значительной мере определяются уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, транспорте.

В различных отраслях машиностроения применяются редукторы. Редуктор - это зубчатая или червячная передача, которая конструктивно оформлена закрытой, и предназначенная для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор из корпуса, в котором размещают элементы передачи (зубчатые колёса, валы, подшипники и т. д.). В отдельных случаях в корпусе располагаются устройства для охлаждения. Редукторы классифицируются по следующим признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.), по типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические и т.д.), по относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные), по особенностям кинематической схемы.

Наиболее распространены редукторы горизонтального типа. Могут иметь колёса прямые, косые или шевронные зубья. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. При серийном производстве целесообразней применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Но практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u=6 (u =12,5).

 

 

 

 

 

 

 

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

P2 = 7,5 кВт; ᶯпередачи = 0,98; n2 = 960(об/мин); u = 2.

Pдв.рас.= P2 / ᶯобщ. = 7,5 / 0,97 = 7,73 кВт;

ᶯмувп = 0,99;

ᶯобщ. = ᶯмувп * ᶯпередачи = 0,99*0,98 = 0,97.

Тип двигателя - 4А132М2У3; nдв.ас. = 2910 (об/мин); Pдв. = 11,0 кВт.

Наименование вала привода	Мощность на валу, кВт	Частота вращения вала, об/мин	Вращающий момент, Н*м
Вал двигателя	P1 = Pдв. = 11,0	n1 = nдв.ас. = 2910	T1 = 9550*P1/n1=36,1
Входной вал редуктора	P2 = 10,89	n2 = 2328	T2 = 44,67
Выходной вал редуктора	P3 = 10,67	n3 = 1164	T3 = 87,54

 

u2 = 2; u1 = 1,25;

P2 = P1*ᶯмувп = 11*0,99 = 10,89; n2 = n1/u1 = 2910/1,25 = 2328; T2 = 9550*P2/n2 = 44,67;

P3 = P2*ᶯпередачи  = 10,89*0,98 = 10,67; n3 = n2/u2 = 2328/2 = 1164; T3 = 9550*P3/n3 = 87,54;

Расчет зубчатых колес редуктора

1. Материал шестерни и колеса.

Желая получить небольшие размеры редуктора, выбираем для изготовления зубчатых колес сталь 40ХН с термообработкой (учебник - Куклин Н. Г. “Детали машин”, таблица 12.1):

Для шестерни – улучшение поковки и закалка зуба ТВЧ до твердости на поверхности зубьев H1 = 48…53 HRC, при диаметре заготовки D ≤ 200 мм;

Для колеса – улучшение поковки H2 = 269…302 HB в предположении, что наибольшая толщина заготовки колеса S ≤ 125 мм.

Находим: H1ср. = 0,5*(48+53) = 50,5 HRC; H2ср. = 0,5*(269+302) = 285,5 HB.

2. Ориентировочное значение межосевого расстояния, при К = 8:

.

Окружная скорость зубчатого колеса:

 

3. Допустимые контактные напряжения.

а) По таблице 12.8:

б) Число циклов нагружения зубьев за всё время работы при n3 = 1:

Шестерни

Колеса

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев, при µ = 0,125:

Шестерни

Колеса  

в) Так как NHE1 > NHG1 и NHE2 > NHG2, принимаем коэффициенты долговечности: Zn1 = Zn2 = 1. В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев.

Ra = 0,63…1,25 мкм принимаем ZR1 = ZR2 = 1. По таблице 12.9 принимаем значение коэффициента Zv = 1.

Коэффициент запаса прочности для шестерни [S]H1 = 1,2; для колеса [S]H2 = 1,1.

г) Определяем пределы контактной выносливости:

Для шестерни

Для колеса

д) Допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Допускаемые контактные напряжения для расчет цилиндрической передачи с непрямыми зубьями:.

4.Допускаемые  напряжения изгиба.

а) Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе, NDG = 4*106.

б) Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при значениях коэффициента µF: для шестерни при qF = 9, µF1 = 0,016; для колеса при qF = 6, µF2 = 0,038.

Для шестерни:

Для колеса:

в) Так как NFE1 > NFG и NFE2 > NFG, то по условию принимаем коэффициенты долговечности YN1 = YN2 = 1. Полагая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании RZ < 40 мкм, принимаем YR1 = YR2 = 1. При нереверсивной работе YA = 1. Принимаем коэффициент запаса прочности [S]F = 1,7.

г) Определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:

Для шестерни: предполагая, что m < 3мм,

Для колеса:

д) Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни

Для колеса

5. Коэффициенты  нагрузки.

а) Так как по таблице 11.2 назначаем 8 степень точности передачи, затем получаем коэффициенты KHv = 1,05; KFv = 1,09.

б) Принимаем коэффициент ширины венца лоя симметрично расположенного относительно опор колеса: Ψba = 0,315.

 

По таблице 12.3 выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы Значение коэффициента Kw находим по таблице 12.4 для зубчатого колеса, при Тогда значение после приработки зубьев:

 

Значение коэффициента находим по формуле , при GF = 0,88:

 

в) Находим значения коэффициентов распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-й степени точности:

 

 

г) Находим значения коэффициентов нагрузки при Ka = 1:

 

 

6. Межосевое расстояние.

 

Принимаем aw = 80мм.

7. Ширина венца колеса и шестерни.

. Принимаем b2 = 26 мм.

b1 = b2 + 3 = 29мм.

8. Нормальный модуль  зубьев.

 

 

По таблице 11.1 принимаем m = 2 мм.

9. Угол наклона  зубьев и число зубьев колёс.

а) Минимальный угол наклона зубьев.

 

б) Суммарное число зубьев.

 Принимаем 76.

в) Фактический угол наклона зубьев.

 

г) Число зубьев шестерни и колеса.

 

Z2 = ZΣ – Z1 = 50.

 

 

10. Фактическое передаточное число.

 Погрешность 4% допускается, принимаем u = uф = 1,92.

11. Проверочный  расчет на контактную прочность.

 

12. Силы в зацеплении.

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

13. Проверочный  расчёт на прочность при изгибе.

а) Эквивалентное число зубьев.

Шестерни

Колеса

б) По таблице 13.1 при x=0, коэффициенты формы зуба равны: YFS1 = 3,8; YFS2 = 3,6.

в) Коэффициент, учитывающий наклон зуба

г) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yε = 0,65.

д) Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зуба.

Шестерни

Колеса

14. Основные геометрические размеры передачи.

Шестерня:

Делительный диаметр Принимаем d1 = 55 мм.

Диаметр вершин da1 = 59 мм.

Диаметр впадин df1 = 50 мм.

Колесо:

Делительный диаметр Принимаем 105 мм.

Диаметр вершин da2 = 109 мм.

Диаметр впадин da2 = 100 мм.

Межосевое расстояние

15. Пригодность  заготовок шестерни и колеса.

Шестерня Dзаг. = da1 + 6 мм = 65 мм < 200 мм.

Для конструкции колеса с выемками толщина сечения заготовки S = 0,4*b2 = 10,4 мм. Или Sзаг. = 8*m = 16 мм, что меньше [S] =125 мм.

Условия пригодности колёс выполнены.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Предварительный расчёт валов редуктора

Принимаем [τк] = 25 МПа.

Диаметр вала шестерни

Диаметр вала колеса

Принимаем: dв1 = 21 мм; dn1 = 29 мм; dв2 = 28 мм; dn2 = 33 мм; dk2 = 38 мм.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом d1 = 55 мм; da1 = 59 мм; b1 = 31 мм.

Колесо кованое d2 = 105 мм; da2 = 109 мм; b2 =26 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6*dk2 = 60,8 мм.

Длина ступицы Lст = (1,2…1,5)*dk2 = 45,6…57 мм. Принимаем Lст = 48 мм.

Толщина диска C = 0,3*b2 = 7,8 мм. Принимаем C = 8 мм.

Толщина обода δ0 = (2,5…4)*mn = 5…8 мм. Принимаем δ0 = 8 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Конструктивные размеры корпуса редуктора

1. Толщина стенок корпуса и крышки.

δ = 0,025*aw + 1 = 3 мм. Принимаем 8 мм.

δ1 = 0,02*aw + 1 = 2,6 мм. Принимаем 8 мм.

2. Толщина фланцев поясов корпуса и пояса крышки.
1. Толщина верхнего пояса корпуса и корпуса крышки.

b = 1,5* δ = 12 мм.

b1 = 1,5* δ1 = 12 мм.

2. Толщина нижнего пояса корпуса.

p = 2,35* δ = 18,8 мм. Принимаем p = 20 мм.

3. Диаметры болтов.
1. Диаметр фундаментальных болтов.

d1 = (0,03…0,036)*aw + 12 = 14,4…14,88 мм. Принимаем болты с резьбой М16.

2. Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d2 = (0,7…0,75)*d1 = 11,2…12 мм. Принимаем болты с резьбой М12.

3. Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом.

d3 = (0,5…0,6)*d1 = 8…9,6 мм. Принимаем болты с резьбой М10.

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка долговечности подшипника

Реакции опор:

В плоскости xz:

В плоскости yz:

Суммарные реакции:

 

Ведущий вал.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Из приложения 3 учебника Чернавского С. А. “Курсовое проектирование деталей машин” намечаем радиальные шарикоподшипники 304.

d = 20 мм; D = 52 мм; B = 15; r = 2 мм; C = 15,9 кН; C0 = 7,8 кН.

Эквивалентная нагрузка

Отношение

Отношение

 

Расчётная долговечность, млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.

 

Ведомый вал.

Несёт такие же нагрузки, как и ведущий вал, подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шарикоподшипники 305.

d = 25 мм; D = 62 мм; B = 17; r = 2 мм; C = 22,2 кН; C0 = 11,4 кН.

Эквивалентная нагрузка

Отношение

Отношение

 

Расчётная долговечность, млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пащов и длины шпонок – по ГОСТ 2360 – 78 (Таблица 8.9. Учебник - Чернавский С. А. “Курсовое проектирование деталей машин”). Материал шпонок – сталь 25 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле:

 

Допускаемые напряжения смятие при стальной ступице [σсм] = 100…120 МПа.

Ведомый вал: d = 28 мм; b*h = 8*7; t1 = 4; t2 = 3,3; фаска S = 0,25x45º; lст = 48; lшп = 40; T = 87,54 кН.

σсм = 65,13 МПа < [σсм].

Ведущий вал: d = 21 мм; b*h = 6*6; t1 = 3,5; t2 = 2,8; фаска S = 0,25x45º; lст = 48; T = 44,67 кН.

σсм = 50 МПа < [σсм].