Редуктор цилиндрический прямозубый

Автор: Пользователь скрыл имя, 02 Февраля 2013 в 17:30, курсовая работа

Краткое описание

Редуктор - механизм, понижающий угловую скорость в приводах от двигателя к рабочей машине. Состоит из зубчатой передачи, установленной в отдельном корпусе.
Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения и потому они весьма разнообразны по своим кинематическим схемам и конструкторскому использованию.
Цилиндрические колеса данного редуктора являются прямозубыми. Ленточный конвейер установлен на заводе ОАО «БелЗАН» для погрузки и разгрузки деталей - транспортировки с одного цеха в другой.

Оглавление

Введение.
1 Назначение и область применения проектируемого редуктора………4
2 Кинематический расчёт привода и подбор электродвигателя……….5
3 Расчёт зубчатой передачи……………………………………………………7
4 Проектный расчёт валов редуктора………………………………………11
5 Конструирование зубчатых колёс……………………………………….…13
6 Конструирование корпуса редуктора………………………………….….16
7 Выбор и расчёт подшипников на долговечность………………………..17
8 Выбор и расчёт муфт………………………………………………………...21
9 Выбор и расчёт шпонок……………………………………………………….23
10 Уточнённый расчёт валов…………………………………………………..25
11 Выбор смазки редуктора…………………………………………………....27
12 Описание сборки редуктора…………………………………………………28
Литература

Файлы: 1 файл

мой.docx

— 665.93 Кб (Скачать)


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ДМ.150106.32.22.01.ПЗ.

 

 Разраб.

 

 Провер.

Кирсанова Л.Н.

 Реценз.

 

 Н. Контр.

 

 Утверд.

 

Редуктор

цилиндрический

прямозубый

Лит.

Листов

31

 БМСТ


Содержание

Введение.

1 Назначение  и область применения проектируемого редуктора………4

2 Кинематический  расчёт привода и подбор электродвигателя……….5

3 Расчёт  зубчатой передачи……………………………………………………7

4 Проектный  расчёт валов редуктора………………………………………11

5 Конструирование  зубчатых колёс……………………………………….…13

6 Конструирование  корпуса редуктора………………………………….….16

7 Выбор  и расчёт подшипников на долговечность………………………..17

8 Выбор  и расчёт муфт………………………………………………………...21

9 Выбор  и расчёт шпонок……………………………………………………….23

10 Уточнённый  расчёт валов…………………………………………………..25

11 Выбор  смазки редуктора…………………………………………………....27

12 Описание  сборки редуктора…………………………………………………28

Литература


 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ

 


1 Назначение и область  применения проектируемого редуктора

 

Редуктор - механизм, понижающий угловую скорость в приводах от двигателя к рабочей машине. Состоит из зубчатой передачи, установленной в отдельном корпусе.

Редукторы широко применяют в различных  отраслях машиностроения и потому они  весьма разнообразны по своим кинематическим схемам и конструкторскому использованию.

Цилиндрические  колеса данного редуктора являются прямозубыми. Ленточный конвейер установлен на заводе ОАО «БелЗАН» для погрузки и разгрузки деталей - транспортировки с одного цеха в другой.


 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ


2 Кинематический и силовой  расчет привода

              2.1 Определяется общий КПД привода

                                           hобщ = h2п ´ hз ×h2                                    (2.1)

где:  hобщ  - общий КПД привода

        h з = 0,98 - КПД зубчатой закрытой цилиндрической передачи

        h n = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения  

      h m =0,97 – коэффициент потери в муфте.

hобщ = 0,972´0,98×0,992= 0,9

2.2 Определяется требуемая мощность двигателя

                                ,                                        (2.2)

где: Р2 - мощность на ведущем валу  

Ртр=4,2/0.9=4,6 кВт.

2.3 По таблице выбирается электродвигатель и записываются все данные и размеры

Тип двигателя  А112М14

Рэл = 4,6 кВт

пэл = 965 об/мин

2.4 Выбирается  приближенное значение общего передаточного числа

uобщ=uобщ=3

2.5 Определяется число оборотов на ведомом валу

                           ,                                         (2.3)

где: w - угловая скорость ведомого вала                                                                             

п2 =(35 ´ 30) / 3.14= 334,39 об/мин

 


2.6 ОпрИзм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ


еделяется требуемая частота вращения двигателя

                                             пэ.тр = п2´uобщ                                           (2.4)

пэ.тр =334,39´3 = 1003,17 об/мин

2.7 Определяется фактическое передаточное число привода

                                              иобщ.факт=пэл/п2;                                         (2.5)

uобщ.факт=950/334,39=2,8

2.8 Определяется мощность и момент на валах редуктора

2.9 Вращающиеся моменты на валах редуктора

   ,                                              (2.6)

 

                           ,                                              (2.7)

 

                          ,                                                (2.8)

 

 

 


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ



 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

КП.ТМ.1713.36.17.01.ПЗ


        3 Расчёт зубчатой передачи

 

3.1 Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубчатых колес выбирается распространённая сталь 45 с термообработкой – улучшение.  По таблице 8.4 принимается для колеса твёрдость 235…262HB,для шестерни твёрдость 269…302 HB.[1]таблица 8.4

Находим:

Н1ср=0,5×(269+302)=285,5HB

Н2ср=0,5×(235+262)=248,5НВ

3.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния находим по формуле (13,17) при К=0,8

                                                                                   (3.1)

 

                                                                                                (3.2)

 

3.3 Допускаемые контактные напряжения

 По таб. 12.8 находим базовое  число циклов напряжений

  для шестерни NHG1=22,5·106

   для колеса NHG2=16,2·106

 Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1

1) для шестерни:

                                                                                                (3.3)

         

2) для колеса:

                                                                                             (3.4)

         Так как NHE1˃NHG и NHE2˃NHG2

Zn1=1 и Zn2=2

ZR1=ZR2=1

Zv=1

[S]Н=1,1

г) По формулам табл. 12.7 определяем пределы контактной выносливости:

для шестерни:

 

 

для колеса:

 


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ


д) Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10)

 для шестерни:

 

 

 [σ]H1=641·1·1·1/1,1=583 Н/мм2;

 

 

 

[σ]H2=567·1·1·1/1,1=516 Н/мм2;

Для расчета  прямозубой передачи принимаем меньшее  из допускаемых напряжений, т.е. [σ]H1=[σ]H2=516 Н/мм2;

3.4. Допускаемые  напряжения изгиба.

Базовое число  циклов напряжений, соответствующее  пределу выносливости зубьев при изгибе, NFG=4·106.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1), значение коэффициента µF принимаем по табл. 12.2 при qF=6 ( для термообработки – улучшение):

шестерни:

 

 

колеса:

 

 

Так как  NFE1˃NFG и NFE2˂NFG то по условию формулы (12.14) принимаем коэффициенты долговечности YN1=1; YN2=1; YR1=YR2=1; YA=1. Принимаем коэффициент запаса прочн1ости [s]F=1.7

По табл. 12.10 определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:

для шестерни:

 

 

для колеса:

 

 

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (12.13):

для шестерни:

 

 

 

 

3.5 Коэффициенты  нагрузки:

KHV=1.11; KFV=1.22;

коэффициент ширины венца: Ψbd=0.315

 

 

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки в начальный период работы:K0=1.05; Kw=0.38:

 

 

Значение  коэффициента K находим по формуле (12.9), приняв GF=0.91

 

По формуле (12.5) находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для принятой 8-й степени точности:

 

 

 

Находим значение коэффициента нагрузки по формулам (12.4) и (12.8) при КА=1:

 

 

 

 

3.6 Рассчитывается межосевое расстояние передачи

                                                       (3.3)

 

Принимаем стандартное знаечение  αω=112мм ( §22.4)[1]

 

3.7 Ширина венца колеса и шестерни:

                                                        b2а×aω                                            (3.5)

b2=0,315 ×112=36 мм.

b1=b2+4

b1=36+4=40мм.


(3.3)Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ


3.8 Рассчитываем нормальный модуль зубьев.

Минимальное значение по формуле (13.16):

 

                               

 

Максимальное  значение по формуле (13.19):

 

 


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ


По таблице 11.1 принимаем из первого ряда т=2мм.

3.9 Рассчитывается число зубьев колёс.

 Суммарное число зубьев.

                                    ,                                               (3.7)

 

 Число зубьев шестерни.

                                                                                 (3.8)

 

 Число зубьев колеса

                                                       Z2=ZΣ -Z1                                              (3.9)

 

Z2=112-30=82

 

3.10 Рассчитывается фактическое передаточное число.

                                                                                (3.10)

 

Для дальнейших расчетов принимаем  u=uф=2,7

3.11 Проверочный расчет на контактную прочность по формуле (13.13):

 

 

что меньше допускаемого [σ]F=516Н/мм2 на 1,4%. Контактная прочность зубьев обеспечивается, поэтому рассчитанные параметры передачи принимаем за окончательные.

3.12 Силы  в зацеплении.

Рассчитываем  окружную силу по формуле (13.6):

 

 

Рассчитываем радиальную силу по формуле (13.7):

 


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

КП.ТМ.150803.36.17.01.ПЗ


3.13 Проверочный расчет  на прочность при изгибе по  формуле (13.14):

Принимаем значение коэффициента YF1 и YF2 формы зуба и концентрации напряжений для передачи без смещения (х=0), для шестерни Z1=30 YFs1=3.88; для колеса Z2=82 YFs2=3.59. Принимаем расчетные коэффициенты Yβ=1; Yε=0.8.

Определяем расчетные напряжения изгиба в основании ножки зуба:

Для колеса по формуле (13.14):

 

 

 

Для шестерни по формуле (13.15):

 

 

 

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3.14 Рассчитываем основные геометрические размеры передачи.

 Делительные диаметры шестерни  и колеса по формуле (13.2):

                                                       d1=m×Z1                                            (3.11)

d1=2×30=60.000 мм

 

                                                      d2=m×Z2                                            (3.12)

d2=2×82=160.000 мм

 

Диаметр вершин шестерни и колеса по формуле (13.3):

                                                     da1=d1+2m                                          (3.14)

da1=60.000+2·2=64.000 мм

                                                     da2=d2+2m                                        (3.15)

da2=164.000+2·2=168.000 мм

 

Диаметр впадин шестерни и колеса по формуле (13.4):

 

df1 = 60.000-2.5·2=55.000мм

 

df2 =164.000-2.5·2=159.000мм

 

Межосевое расстояние по формуле (13.5):

                                                                             (3.13)

 

3.13 Определяется пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни

                                                  Dзаг=da1+6 мм                                     (3.18)

Dзаг=64+6=70 мм, что меньше Dпред=80 мм

Информация о работе Редуктор цилиндрический прямозубый