0365 / Детали машин Червячный редуктор / Курсовая Детали машин / конический / Курсовая работа

Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор применяется для понижения угловой скорости и для повышения вращательного момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – это зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. в отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройство охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные); числу ступеней ( одно, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

Лист

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

1.1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора [рис. ]. На этой схеме:1-электродвиагтель, 2- упругая муфта, 3- конический редуктор.

1.2. Принимаем для одной пары подшипников качения ŋ₁=0,99 и для одной пары зубчатых колес ŋ₁=0,97

ŋ= ŋ₁ ŋ₁=0,99² *0,97=0,95

1.3. Среднескоростной электродвигатель с синхронной частотой вращения вала ротора n=1000 мин ^-1, при n₂=385 мин назначаем стандартное значение передаточного числа u=2,5 [см. стр. 302 Устюгов И.И.].

1.4. При i=u=2,5 находим частоту вращения быстроходного вала:

n₁= i n_2-2,5*385=962,5 мин ^-1 [Ф-16, стр. 23, Устюгов И.И.].

1.5 Вычисляем вращающий момент, а затем и мощность на быстроходном валу редуктора [Ф-17, стр. 23, Устюгов И.И.].:

Т₁= Т₂(u ŋ)=175/(2,5*0,95)=73,8 Н*М

1.6 При Р₁= 7,44 кВт и n₁= 962,5 мин ^-1 по табл.П.61 подбираем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А132М6У3 [стр. 392, УстюговИ.И.], для которого

Рэ=7,5 кВт, n_э= n₁=965 мин ^-1

1.7. Уточняем частоту вращения тихоходного вала [Ф-16, стр. 23, Устюгов И.И.],

Р₁ и Р₂:

n₂₌ n₁/ i=965/2,5=386 мин ^-1

Р₁₌ Т₁ n₁/9,55=73,8*965/9,55=7,46*10³ Вт=7,46 кВт ≤ Рэ

Р₂₌ ŋ Р₁ =0,55*7,46=7,07 кВт

Лист

2. Выбор марки материала и назначение химико-термической

обработки зубьев; определение допускаемых напряжений.

2.1. Используя табл. П.21 и П.28 [стр 371, Устюгов И.И.]. Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45, термообработка – нормализация (НВ 180…220) для колеса и улучшение (НВ 240…280) для шестерни.

2.2 На контактную и изгибную зубьев вычисляем по формуле [стр. 97, Устюгов И.И.]

2.3. По табл. П.28 для стали 45 НВ 180…220: σ⁰_НР=420 МПа, NН⁰=10⁷, σ⁰_FP=110 МПа, NF⁰= 4*10⁶ – для колеса, для стали НВ 240…280: σ⁰_НР=600 МПа, NН⁰=1,5*10⁷, σ⁰_FP=130 МПа, NF⁰= 4*10⁶ – для шестерни.

2.4. Назначаем ресурс передачи и находим число циклов перемены напряжений [Ф-100, стр. 97, Устюгов И.И.]:

N_HE = NН⁰ =60*t_a * n₂ ≥ 60*10⁴*385=23,1*10⁷

Т.к. N_HE = NН⁰ и N_FE = N_F⁰ , [Ф-99, Ф102 стр 97, Устюгов И.И.].

K_HL=1 и K_FL=1

Для колеса : σ^//_НР= σ⁰_{НР *}K_HL= 420*1=420 МПа; σ^//_FP= σ⁰_FP* K_FL=110*1=110МПа

Для шестерни: σ^/_НР= σ⁰_{НР *}K_HL=600*1=600МПА; σ^/_FP= σ⁰_FP* K_FL=130*1=130МПа.

Лист

3. Вычисление параметров передачи, назначение степени

точности и определение сил действующих в зацеплении.

3.1. Определяем значение коэффициентов [Ф-124, стр. 119, Устюгов И.И.]: R_bl=b/Re=0,285; R_be = 0,285*2,5/12*0,285= 0,4 и по табл. П.29 [стр 373, Устюгов И.И.] для шариковых опор:

d_l1 ≥ 10⁴ Н,

где d_l1- внешний делительный диаметр шестерни,

КНВ – коэффициент нагрузки,

R_be – коэффициент ширины зубчатого венца

Принимаем d=110 мм.

3.2. Определяем число зубьев и находим внешний окружной модуль [Ф-114, стр.116, Устюгов И.И.]э

Из Z₁= 18…30 принимаем Z₁=22; Z₂=4* Z₁=2,5*22=55,

m_te=γ_e1/Z1=110/22=5мм

[П-23, стр 363, Устюгов И.И.], где Z₁- передача, m_te – внешний окружной модуль

3.3. Находим для делительных конусов шестерни и колес [Ф-122, стр.. 117, Устюгов И.И.]

δ₂=arctqu= arctq2,5=68⁰30^/;

δ₁=90⁰- δ₂=90⁰-68⁰30^/=21⁰30^/,

где δ₂ и δ₁ – угол делительного конуса шестерни и колеса.

3.4. Находим внешнее конусное расстояние [Ф-116, стр.117, Устюгов И.И.]

Re=0,5 m_te Z₁ = 0.5*5*22 =150 мм

3.5.Опрделяем ширину венца зуба, вычисляем среднее конусное расстояние [Ф-121, стр.7, Устюгов И.И.] и уточняем значение R_be:

b= R_be* Re=0,285*150=42.7мм, принимаем b=42 мм, где b- длина зуба

Rm= Re-b/2=150-42/2=129 мм,

R_be= b/ Re=42/150=0,28

Лист

3.6. Находим значение нормального модуля по середине ширины венца [Ф-115, стр.116, Устюгов И.И.]:

m_tm=m_te-( b/ Z₁)sin δ₁)=5-(42/22)* sin21⁰30^/=5*0,7=4,3 мм

3.7. Вычисляем внешний делительный диаметр, средний делительный диаметр, диаметр вершин и впадин зубьев шестерни и колеса [Ф-114,118,119, стр.116-117, Устюгов И.И.]:

1) для шестерни:

d_m1= m_tm* Z₁=4,3*22=94,6 мм; d_e1 = m_te* Z₁=5*22=110мм;

d_ae1= d_e1+2 m_{te *} cos δ₁=110+2,5*cos 21⁰30^/=110+10*0,93=119,3мм;

d_fe1= d_e1-2,4 m_te* cos δ₁=110-2,4*5*0.93=110-11,5=98,5мм;

2) для колеса:

d_m2= m_tm* Z₂=4,3*55=240,5 мм; d_e2 = m_te* Z₂=2,4*5*5,5=280 мм;

d_ae2= d_e2+2 m_{te *} cos δ₂=280+2*5 cos68⁰30^/=280-10*0,3665=283,665 мм;

d_fe2= d₂-2,4 m_te* cos δ₂=280-2,4*5*0,3665=280-4.4=275,6 мм;

3.8. Вычисляем скорость точки на окружности среднего делительного диаметра шестерни и назначаем степень точности передачи:

δ_m=π d_m1n₁/60= π94,6*10³*965/60=4,78 м/с;

по табл.2 принимаем 7-ю степень точности передачи [стр.95, Устюгов И.И.]:

3.9. Вычисляем силы действующие в зацеплении:

1) Окружная сила на окружности среднего делительного диаметра:

F_t=2T₁/ d_m1=2*73,8*10³/94,6=1535H;

2) Осевая сила для шестерни и радиальное для колеса [Ф-122, стр.118, Устюгов И.И.]

F_a1=F_r2=F_t*tqα sin δ₁=1535*0,364*0,3665=203H;

3) Радиальная сила для шестерни и осевая для колеса [Ф-123, стр.118, Устюгов И.И.]

F_r1= F_a2= F_t*tqα cos δ₁=1535*0,364*0,93=520 H;

Лист

4. Проверочный расчет на контактную и

изгибную выносливость зубьев.

4.1. Определяем значение коэффициентов [Ф-126, стр.118, Устюгов И.И. ; Z_H-1,76 [стр.120, Устюгов И.И.; Z_М=274*10³Па^1/2 [П-22, стр.368, Устюгов И.И. ] ;

4.2. Находим Z_Е = = 0,76, где

εα ≈ 1,88-3,2(1- Z_V1+1/V₂)=1,88-3,2*)1/23,7+1/153)=1,88-3,2*(0,04225+0,00654)=1,72, где Z_H – коэффициент сопряжения поверхностей зубьев,

Z_М – коэффициент механического свойства материалов сопрягаемых колес,

Z_Е - коэффициент суммарной длины контактных линий,

εα – коэффициент торцового перекрытия.

Z_V1=Z₁/ cos δ₁=22/0,93=23,7; Z_V2=Z₂/ cos 2₁=55/0,3665=153, где

Z- число зубьев шестерни и колеса [Ф-128, стр.120, Устюгов И.И.]

4.3. По табл.П.26 [стр.370, Устюгов И.И.] , при υ_m = 4.78 м/с и 8-й степени точности передачи, получаем К_н υ≈1,2.

Коэффициент нагрузки К_н= К_{н ß}= К_н υ=1,14*1,2=1,37

σ^/_Н = Z_H* Z_М* Z_Е* =

1,76*274*10³-0,76* *10^-6

366*10^{3 *}10⁶=305*10⁶Па< σ_НР = 420МПа

[Ф-126, стр.113, Устюгов И.И.]

4.4. По формуле [Ф-127, стр.119, Устюгов И.И.] проверяем выносливость зубьев шестерни и колеса по табл. П-27 [стр.119, Устюгов И.И.] в зависимости от числа зубьев [Ф-128, стр.120, Устюгов И.И.] Z_V1=23,7; Z_V2=153:

Лист

Y _F=4,12 при Z_V=20 ∆ Y_F=0,16 - ∆ Z_V=5 х=0,16*1,3/5=0,0416

Y_F=3,96 при Z_V=23 Y-1,3

Y_F^/ = Y_F(25)+ х=3,96+0,0416=4,0016

Y_F^// ≈ Y_F(150) = 3,78 для колеса

Сравним прочность зуба шестерни и колеса [стр.113, Устюгов И.И.]

δ₁^/ FP/ Y_F^/=130/4.002=32,5 МПа,

δ₁^// FP/ Y_F^// =110/3,78=29,1 МПа.

Т.к. прочность зуба шестерни оказалась выше, по выносливости зубьев при изгибе следует выполнить по зубьям колеса [Ф-127, стр.119, Устюгов И.И.]

Лист

Лист

Лист

Лист

Лист