Редуктор цилиндрический прямозубый

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

                                           h_общ = h²_п ´ h_з ×h²                                    (2.1)

где:  h_общ  - 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.

h_общ = 0,97²´0,98×0,99²= 0,9

2.2 Определяется требуемая мощность двигателя

                                ,                                        (2.2)

где: Р₂ - мощность на ведущем валу  

Р_тр=4,2/0.9=4,6 кВт.

2.3 По таблице выбирается электродвигатель и записываются все данные и размеры

Тип двигателя  А112М14

Р_эл = 4,6 кВт

п_эл = 965 об/мин

2.4 Выбирается  приближенное значение общего передаточного числа

u_общ=u_общ=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

                                             п_э.тр = п₂´u_общ                                           (2.4)

п_э.тр =334,39´3 = 1003,17 об/мин

2.7 Определяется фактическое передаточное число привода

                                              и_{общ.факт}=п_эл/п₂;                                         (2.5)

u_{общ.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:

Н_1ср=0,5×(269+302)=285,5HB

Н_2ср=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 N_HG1=22,5·10⁶

   для колеса N_HG2=16,2·10⁶

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

1) для шестерни:

                                                                                                (3.3)

         

2) для колеса:

                                                                                             (3.4)

         Так как N_HE1˃N_HG и N_HE2˃N_HG2

Z_n1=1 и Z_n2=2

Z_R1=Z_R2=1

Z_v=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, N_FG=4·10⁶.

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

шестерни:

 

 

колеса:

 

 

Так как  N_FE1˃N_FG и N_FE2˂N_FG то по условию формулы (12.14) принимаем коэффициенты долговечности Y_N1=1; Y_N2=1; Y_R1=Y_R2=1; Y_A=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:

K_HV=1.11; K_FV=1.22;

коэффициент ширины венца: Ψ_bd=0.315

 

 

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки в начальный период работы:K⁰_Hβ=1.05; K_w=0.38:

 

 

Значение  коэффициента K_Fβ находим по формуле (12.9), приняв G_F=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 К_А=1:

 

 

 

 

3.6 Рассчитывается межосевое расстояние передачи

                                                       (3.3)

 

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

 

3.7 Ширина венца колеса и шестерни:

                                                        b₂=ψ_а×a_ω                                            (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=Z_Σ -Z₁                                              (3.9)

 

Z₂=112-30=82

 

3.10 Рассчитывается фактическое передаточное число.

                                                                                (3.10)

 

Для дальнейших расчетов принимаем  u=u_ф=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 Y_F1 и Y_F2 формы зуба и концентрации напряжений для передачи без смещения (х=0), для шестерни Z₁=30 Y_Fs1=3.88; для колеса Z₂=82 Y_Fs2=3.59. Принимаем расчетные коэффициенты Y_β=1; Y_ε=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):

                                                     d_a1=d₁+2m                                          (3.14)

d_a1=60.000+2·2=64.000 мм

                                                     d_a2=d₂+2m                                        (3.15)

d_a2=164.000+2·2=168.000 мм

 

Диаметр впадин шестерни и колеса по формуле (13.4):

 

d_f1 = 60.000-2.5·2=55.000мм

 

d_f2 =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

                                                  D_заг=d_a1+6 мм                                     (3.18)

D_заг=64+6=70 мм, что меньше D_пред=80 мм