НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

МОСКОВСКИЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

Кафедра Основ Конструирования Машин

РЕДУКТОР ЗУБЧАТЫЙ

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

Консультанты:	Маслак И.В, Чиркин А.С.
Студент:	Чеботаев А.С.
Группа:	ФП-08-13

Москва

2015

Оглавление:

Исходные данные 3

I. Кинематический и силовой расчёт 4

II. Проектирование и проверочный расчёт зубчатой передачи 5

III. Конструктивные размеры шестерни и колеса 8

IV. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора 8

V. Проверка долговечности подшипников 10

VI. Проверка шпоночных соединений 12

VII. Уточнённый расчёт валов 13

VIII. Посадки зубчатого колеса и подшипников 14

IX. Выбор сорта масла 14

Литература 15

Исходные данные

Техническое задание № Т7

Вариант № В5

Мощность на цепном толкателе кВт;

Частота вращения звёздочек толкателя об/мин;

Срок службы привода час;

I. Кинематический и силовой расчёт

1. Общий КПД привода, табл. 1.1 (1):

где - КПД муфты.

- КПД зубчатой передачи

- КПД пары подшипников качения

2. Мощность требуемая:

По табл. 5.1 (2) принимаем электродвигатель 12МВ8/700 с параметрами P_дв = 3 кВт; n_дв = 700 об/мин.

3. Передаточное отношение:

;

Принимаем , тогда

4. Частоты вращения на валах привода:

5. Мощность на валах привода:

6. Вращающие моменты на валах привода:

II. Проектирование и проверочный расчёт зубчатой передачи

1. Выбираем материал передачи:

По табл. 2.6 (2):

• Колесо Ст. 40Х, твёрдость поверхности зубьев HB 235…262

• Шестерня Ст. 40Х, твёрдость поверхности зубьев HB 269…302

Из табл. 2.7 (2) имеем:

• 

• 

2. Определение действительных чисел циклов переменных напряжений:

• 

• 

Так как , то коэффициент долговечности =1

3. Допускаемые напряжения:

4. Определяем межосевое расстояние, табл. 2.8 (2):

Где - табл. 2.9 (2) – вспомогательный коэффициент;

– табл. 2.1 (2) – коэффициент нагрузки;

–табл. 2.23 (2) – коэффициент ширины зубчатых колёс;

По табл. 2.22 (2) принимаем стандартное значение ; ГОСТ 2185-66

5. Модуль передачи:

Табл. 2.21 (2) →

Принимаем

6. Определяем число зубьев шестерни и колеса, суммарное число зубьев:

Принимаем , тогда

Фактическое передаточное отношение погрешность равна

7. Определяем ширину венца колеса и шестерни:

8. Геометрические параметры передачи:

Делительные диаметры:

Диаметры вершин:

Диаметры впадин:

Проверка:

9. Силы в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая

10. Расчётное контактное напряжение, табл. 2.8 (2):

Где – табл. 2.15 (2) – коэффициент формы поверхностей зубьев;

– табл. 2.9 (2) – вспомогательный коэффициент;

– табл. 2.17 (2) при

Удельная расчётная окружная сила, табл. 2.8 (2):

Где – табл. 2.10 (2); – табл. 2.11 (2); – табл. 2.19 (2);

Окружная скорость

Недогрузка

можно уменьшить для экономии материала; принимаем тогда :

и недогрузка условие прочности выполнено.

По табл. 2.20 (2) принимаем 8 степень точности.

11. Расчётное напряжение изгиба:

• Шестерня

• Колесо

Удельная расчётная окружная сила, табл. 2.8 (2):

Где – табл. 2.10 (2); – табл. 2.11 (2); – табл. 2.19 (2);

→ условие прочности выполняется;

12. Проектировочный расчёт валов редуктора:

Расчёт проводим на кручение при

Ведущий вал (быстроходный):

Принимаем

Ведомый вал (тихоходный):

Принимаем

III. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем заодно целое с валом с размерами:

Колесо кованное с размерами:

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Толщина диска:

Толщина обода:

IV. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Толщина фланцев поясов и крышки:

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

Диаметры болтов:

• Фундаментных → принимаем

• Крепящих крышку к корпусу у подшипников → принимаем

• Крепящих крышку к корпусу → принимаем

• Крепящих крышки подшипников принимаем

Расстояние от колеса (шестерни) до внутренней стенки корпуса редуктора:

Расстояние от колеса (шестерни) до дна корпуса редуктора:

V . Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

Реакции опор:

В плоскости X2

В плоскости Y2

Суммарные реакции:

По каталогу принимаем подшипники радиальные шариковые №206 (30×62×16);

Эквивалентная нагрузка:

Расчётная долговечность, млн. об:

Расчётная долговечность, час:

Столь большая долговечность определяется из-за небольшой частоты вращения вала, а также из-за незначительных нагрузок на опоры вала.

В едомый вал:

Реакции опор:

В плоскости X2

В плоскости Y2

Суммарные реакции:

По каталогу принимаем подшипники радиальные шариковые №208 (40×80×18);

Эквивалентная нагрузка:

Расчётная долговечность, млн. об:

Расчётная долговечность, час:

Столь большая долговечность определяется из-за небольшой частоты вращения вала, а также из-за незначительных нагрузок на опоры вала.

VI. Проверка шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 23360-79.

Материал шпонок Сталь 45 ГОСТ 1050-85 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

Ведущий вал (быстроходный):

Ведомый вал (тихоходный):

Под колесом:

Во всех случаях условие прочности выполняется.

VII. Уточнённый расчёт валов

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициента запаса прочности для опасных сечений “S” и сравнении их с допускаемыми значениями . Прочность соблюдена при

Проведем расчет тихоходного вала как наиболее нагруженного (см. расчётную схему сечение А-А)

Материал вала Сталь 45 ГОСТ 1050-85 нормализованная

Пределы выносливости:

Сечение А-А: диаметр вала в этом сечении Ø42 мм

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки

Коэффициенты:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению

Коэффициент запаса прочности по касательному напряжению

Результирующий коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется

VIII. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл. 10.13 (3)

Посадка зубчатого колеса на вал . Шейки валов под подшипники по “k6”

Отклонения отверстий в корпусе по “H7”. Остальные посадки назначаем согласно табл. 10.13 (3)

IX. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса (шестерни) в масло, залитое внутрь корпуса редуктора до уровня, обеспечивающего погружение на 10…15 мм.

По табл. 10.8 (3) устанавливаем вязкость масла при контактных напряжениях и окружной скорости , рекомендуемая вязкость масла . Принимаем масло индустриальное марки И-30А по ГОСТ 20799-75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 ГОСТ 1957-73.

Литература

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Лёликов «Детали машин»

2. С.Ф. Мороз, Д.Д. Корж, Д.А. Перемыщев «Механические передачи»

3. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»