Міністерство освіти і науки, молоді і спорту України Бердичівський коледж промисловості, економіки та права

редуктор

циліндричний прямозубий

пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни: „Технічна механіка" КП.ДМ. 0302.56.00.000. ПЗ

Керівник проекту

Виконав студент групи

Курсовий проект прийнятий з оцінкою « »_________________ Дата здачі „ " _________ 2011 р.

2011

Зміст

Завдання

Вступ

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі

2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі

3. Проектний розрахунок валів редуктора

4. Конструктивні розміри шестерні і колеса

5. Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора

6. Перший етап ескізного компонування

7. Підбір підшипників валів редуктора

8. Перевірочний розрахунок веденого вала

9. Другий етап ескізного компонування

10. Добирання муфти

11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпоночних з`єднань

12. Мащення зубчастих коліс і підшипників кочення

13. Складання редуктора

Література

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок приводу

1.1.. Визначаємо загальний механічний ККД приводу:

η= η_п·η²_пп·η_з;

де: η - ККД муфти;

η - ККД пари підшипників;

η - ККД зубчастої передачі. За табл. 1.1.[2] приймаємо з_п =0,95; з_пп=0,99; з =0,97.

Тоді: η=0,95 ∙ 0,99²·0,97 =0,903.

1.2.Необхідна потужність двигуна:

P =P /η=4,6/0.903= 5,10 кВт.

1.3.Попередньо приймаємо за табл. 1.2.[2] передаточні числа ступенів

передачі.

Для пасової передачі приймаємо U 1=3; для зубчастої передачі - U2=4.

1.4.Загальне передаточне число:

U=U · U =3 ∙4=12.

1.5 Визначаємо орієнтовне значення частоти обертання вала електродвигуна: nдв = п · U=160∙12= 1920 об/хв.

6. Приймаємо за табл. 18.36[2] електродвигун типу 4А112М4,

у якого потужність Рдв= 5,5 кВт, частота обертання вала

Пд_в= 1445 об/хв.

6. Уточнюємо загальне передаточне число:

_{U=пдв /п = 1445/160 = 9..}

1.8.Розбиваємо передаточне число по о кремим передачам

За ГОСТ21426-75 ( ст.7[2]) приймаємо для зубчастої передачі U =4.

Тоді для пасової передачі:

u₁=u/u 4=9 /4= 2,25.

1.9. Визначаємо частоту обертання валів приводу: n =nдв= 1445 об/хв;

п₂= n /U = 1445/2,25 = 642 об/хв; п₃= п₂/U2= 642 /4= 160 об/хв.

Розходження із заданим складає 0 %.

1.10. Визначаємо потужність на валах приводу: Р = 5,1 кВт ;

P2=Р ∙η_п·η_пп = 5,1∙0,95 ∙0,99 = 4,78 кВт; Рз=4,6 кВт;

1.11. Визначаємо обертальні моменти на валах:

Т =9,55 =9.55∙ 5,1·10³/1445 = 33,7 H∙м; Т2=9,55 =9,55∙4,78·10³/642 = 71,1 Н∙м;

Тз=9,55∙Р /п =9,55 ∙ 4,6·10³/160 = 274 Н∙м.

Рис. 1 . Кінематична схема приводу.

2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.

2.1. Вибираємо матеріал коліс і призначаємо термічну обробку.

За табл. 3.3[5] приймаємо для виготовлення шестерні і колеса середньовуглецеву сталь 40ХН ГОСТ 4543 – 88, термообробка поліпшення до твердості- шестерня 280 НВ; колесо 250 НВ.

2.2. Визначаємо допустимі контактні напруження:

де: σ_Нlimb – границя контактної витривалості при базовій кількості циклів навантажень; за табл..3.2.[5] приймаємо:

σ_Нlimb=(2·НВ+70)МПа;

К_HL – коефіцієнт довговічності; при довготривалій роботі приймаємо: К_HL=1,0;

[S_H] – коефіцієнт безпеки; приймаємо для покращеної сталі [S_H]=1,15; Тоді:

- для шестерні

- для колеса

Тоді розрахункове допустиме контактне напруження дорівнює:

[σ_Н]= [σ_Н2= 495 МПа .

2.3. Визначаємо допустимі напруження згину:

де: σ⁰_Flimb – границя згинальної витривалості при базовій кількості циклів навантажень.

За табл.3.9.[5] приймаємо:

σ⁰_Flimb=(1,8·НВ)МПа;

K_FL – коефіцієнт довговічності; при навчальному проектуванні передач приймаємо K_FL=1,0;

[S_F] – коефіцієнт безпеки;

[S_F]= [S_F]′ · [S_F]",

де: [S_F]′ - коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчастих коліс; для поліпшеної сталі з твердістю менше 350 НВ: [S_F]′=1,75;

[S_F]" – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготівки; для поковок і штамповок [S_F]"=1,0.

Тоді:

[S_F]=1,75 ∙1,0=1,75.

Для ш естерні:

Для колеса:

2.4. Визначаємо міжосьову відстань:

a_w=K_a(U₂ +1) ∙ ;

де: Т₃ – обертальний момент на колесі; Т₃=108Н ∙м;

К_а – коефіцієнт, що враховує форму зуба; для прямозубих К_а=49,5;

К_НВ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині зуба; за табл..3.1.[5] приймаємо К_НВ=1,2;

ψ_ba – коефіцієнт ширини вінця колеса по міжосьовій відстані; приймаємо ψ_ba=0,25.

Тоді:

Приймаємо за ГОСТ 2185-66 (стр.36[5]) а_w=180мм.

2.5. Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

m_n=(0,01÷0,02) ·a_w;

m_n=(0,01÷0,02) ·180=(1,8÷3,2)мм.

Приймаємо за ГОСТ 9563-60 (стр.36[5]) m_n= 3 мм.

2.6. Визначаємо кількість зубів:

- шестерні:

- сумарна:

- колеса:

2.7. Визначаємо ділильні діаметри:

- шестерні:

_{-колеса:}

2.8.Визначаємо діаметри виступів:

- шестерні:

- колеса:

2.9. Визначаємо діаметри западин:

- шестерні:

- колеса:

2.10. Перевіряємо міжосьову відстань:

2.11. Визначаємо ширину коліс:

- колеса:

За табл.18.1[2] приймаємо в₂=45мм;

- шестерні:

За табл..18.1[2] приймаємо в₁=40мм.

Коефіцієнт ширини шестерні за діаметром:

2.12.Визначаємо сили,що діють в зачепленні:

- колова:

- радіальна:

д е: - кут зачеплення, за ГОСТ 13755-81 .

Тоді:

Рис.2.Схема сил, що діють в зачепленні прямозубої передачі.

2.13. Визначаємо колову швидкість коліс:

При даній швидкості призначаємо восьму степінь точності виготовлення передачі.

2.14.Перевіряємо контактну міцність передачі:

,

де: К_Н – коефіцієнт навантаження.

де: К_Нα – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами; за табл.3.4.[5] приймаємо К_Нα=1,06;

К_Нβ – коефіцієнт , що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця;за табл..3.5.[5] приймаємо К_Нβ=1,08;

К_НV – коефіцієнт динамічності; за табл..3.6[5] приймаємо К_HV=1,05.Тоді:

Тоді:

Отже, , тобто передача недовантажена.

Недовантаження складає:

2.15.Перевіряємо міцність зубів на згин:

де: Y_F – коефіцієнт форми зуба; за ГОСТ 21354-75 приймаємо: Y_F1=3,90 і Y_F2=3,60;

Y_β – коефіцієнт нахилу зубів; для прямозубих коліс приймаємо Y_β=1,0;

К_Fα – коефіцієнт перекриття; приймаємо в навчальних цілях К_Fα=0,92;

К_F – коефіцієнт навантаження.

К_F=K_Fβ·K_FV ,

де: K_Fβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця; за табл..3.7.[5] приймаємо K_Fβ=1,12;

K_FV – коефіцієнт динамічності; за табл.3.8[5] приймаємо K_FV=1,35.

Тоді:

К_F=1,12 ·1,35=1,512.

Знаходимо відношення:

• для шестерні:

• для колеса:

Подальший розрахунок проводимо для зубів колеса:

Отже,

Умова згинальної витривалості виконується.