Міністерство освіти і науки, молодості та спорту України Бердичівський коледж промисловості, економіки та права РЕДУКТОР ЦИЛІНДРИЧНИЙ КОСОЗУБИЙ Пояснювальна записка до курсового проекту з предмету: «Технічна механіка» КП.ДМ.0302.39.00.000.ПЗ Керівник проекту ___________ Андрійчук І.І. Виконав студент групи Т-342 ___________ Михалевич В.В. Курсовий проект прийнятий з оцінкою «_________» Дата здачі «_____» _________________ Бердичів 2011

Зміст

Зміст………..……………………………………………………………………………………………………………….1

Вступ……………………………………………………………………………………………………………………….2

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі……..3

2. Розрахунок закритої косозубої передачі……………………………………………5

3. Попередній розрахунок валів редуктора…………………………………….……..10

4. Конструктивні розміри шестерні та колеса……………………………….……11

5. Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора……………….……13

6. Перший етап ескізного компонування………………………………………….……14

7. Підбір підшипників валів редуктора……………………………………………….…..16

8. Перевірний розрахунок веденого вала……………………………………………..22

9. Другий етап ескізного компонування………………………………………………26

10. Підбір і перевірний розрахунок муфти……………………………………………..28

11. Підбір шпонок і перевіра міцності шпонкового з^Ієднання……….……29

12. Вибір мастила зубчастого зачеплення і підшипників……………..…….32

13. Порядок збирання редуктора………………………………………………………..…….33

Література…………………………………………………………………………………………..…..34

Вступ

Машинобудуванню належить провідна роль серед інших галузей народного господарства, так як основні виробничі процеси виконують машини. Тому і технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування.

На основі розвитку машинобудування здійснюється комплексна механізація і автоматизація виробничих процесів промисловості, в будівництві, в сільському господарстві, на транспорті.

Перед машинобудівниками поставлена задача значного підвищення експлуатаційних і якісних показників продукції при неперервному зрості об’єму її випуску. Одним із напрямів розв’язання цієї задачі є удосконалення конструкторської підготовки машинобудівних спеціальностей.

Редуктором називається механізм, який складається з зубчастих або черв’ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і призначений для передачі обертання від вал двигуна до робочої машини. Редуктор призначений для зниження кутової швидкості, підвищення обертального моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконують у вигляді окремих агрегатів і називають мультиплікатором.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщені елементи передачі – зубчасті колеса, вали, підшипники тощо. У деяких випадках у корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащення зачеплень і підшипників або пристроїв для охолодження.

Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок прередачі 1.1.Визначаємо загальний механічний ккд приводу за формулою: , де η1 – ккд муфти; η2 – ккд редуктора; η3 – ккд пар підшипників; η4 – ккд ланцюгової передачі. η1=0,98; η2 =0,99; η3=0,97; η4=0,94 Рис. 1 Кінематична схема приводу 1.2.Визначаємо потужність двигуна за формулою: кВт 1.3.Попередньо призначаємо передаточні числа ступенів передачі За таблицею 1.2. [2] приймаємо для циліндричної косозубої передачі ; для ланцюгової передачі . 1.4.Визначаємо загальне передаточне число за формулою: 1.5.Визначаємо орієнтоване значення частоти обертання валу електродвигуна за формулою: хв.-1 1.6.Вибираємо електродвигун За таблицею 18.36 [2] приймаємо електродвигун типу 4А132S6, у якого Рдв=5,5 кВт, nдв=965 хв-1.
					КП.ДМ.0302.39.00.000.ПЗ	Арк.
						3
Вим	Арк.	№ докум.	Підпис	Дата
1.7. Визначаємо загальне передаточне число 1.8. Розбиваємо передаточні числа по окремим передачам За ГОСТом 21426-75 приймаємо для зубчатої (косозубої) передачі , тоді для ланцюгової передачі 1.9. Визначаємо частоти обертання валів приводу хв.-1 хв.-1 хв.-1 Розходження із завданим значенням складає: 1.10. Визначаємо потужності на валах приводу Р1=4,3 кВт кВт Р3=3,6 кВт 1.11. Визначаємо обертальні моменти Нм Нм Нм
					КП.ДМ.0302.39.00.000.ПЗ	Арк.
						4
Вим	Арк.	№ докум.	Підпис	Дата

2. Розрахунок зубчатої косозубої передачі

2.1. Вибираємо матеріал і призначаємо термообробку

Враховуючи, що редуктор загального призначення і немає ніяких додаткових вимог до його виготовлення та експлуатації, приймаємо для шестерні та колеса якісну Сталь 45 ГОСТ 1050-94, термообробка покращена; колесо з твердістю НВ 230, границя міцності σ_в=750 МПа; шестерня з твердістю НВ 230, границя міцності σ_в=750 МПа.

2.2. Визначаємо допустимі контактні напруги за формулою:

де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження.

Для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь менше НВ 350 і термічною обробкою покращення

- коефіцієнт довговічності при довготривалій експлуатації. Приймаємо =1.

[S_H] – коефіцієнт безпеки;

[S_H]=1,1 – при гартуванні.

Для шестерні

МПа

Для колеса

МПа

Розрахункова контактна напруга визначається за формулою:

тоді

МПа

Потрібна умова виконана.

2.3. Визначаємо допустимі напруги згину за формулою:

;

де: - границя згинальної витривалості при базовому числі циклів навантажень.

Для вуглецевої сталі покращеної до твердості НВ<350; ≤1,8 НВ.

Для колеса: =1,8·230=415 МПа

Для шестерні: =1,8·200=360 МПа.

- коефіцієнт безпеки

де - коефіцієнт, який враховує нестабільність властивостей матеріалу.

=1,75 - для покращеної вуглецевої сталі.

- коефіцієнт, який враховує спосіб отримання коліс.

=1 – для поковок.

Тоді

Допустимі напруги:

для шестерні: МПа

для колеса: МПа

2.4. Визначаємо міжосьову відстань передачі за формулою:

;

Для косозубихих коліс К_а =43

- коефіцієнт ширини вінця колеса по між осьовій відстані.

Для косозубихих коліс =0,43

=1.25.

Із попередніх розрахунків:

U₁=3,15; T₂=124,7 Hм; =410 МПа;

мм

Приймаємо за ГОСТ 2185-66 =100 мм.

2.5.Визначаємо нормальний модуль зачеплення

мм

Приймаємо за ГОСТ 9563-60 =1,5 мм.

2.6. Орієнтовне значення кута нахилу передачі

Приймаємо із рекомендованого  =10^о.

2.7. Визначення числа зубів коліс :

Для шестерні :

Приймаємо z₁ = 30

Для колеса :

Уточнення значення кута нахилу зубів коліс :

кут нахилу =12^о50´

2.8.Визначаємо основні розміри шестерні і колеса :

Діаметри ділильних кіл :

мм;

мм;

Перевірка :

мм;

Діаметр вершин зубів :

мм;

мм;

Діаметр западин зубів

мм;

мм.

Ширина колеса

мм.

Приймаємо b₂=40 мм

Ширина шестерні

мм

2.9.Визначаємо колову швидкість коліс і ступінь точності передачі за формулою:

м/с

При такій швидкості для шевронних коліс приймаємо 8 – му степінь точності.

2.10.Визначаємо коефіцієнт навантаження за формулою:

де - коефіцієнт нерівномірного розподілення навантаження при довжині зуба

за табл. 3.5 [5] приймаємо =1.1025

- коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами. За табл.. 3.4. [5] приймаємо =1.09

- коефіцієнт динамічності

При v=2.3 м/с по табл.. 3.6. [4] приймаємо =1.0, тоді

2.11. Перевіряємо контактні напруги за формулою:

Т₂=124,7Нм; U₁=3,15 ; b₂=40; =100 мм.

МПа

Перевантаження складає:

що недопустимо.

Збільшуємо ширину коліс. Приймаємо b₂=50мм, b₁=54мм.

МПа

Перевантаження складає:

Похибка допустима.

2.12. Визначаємо сили, що діють в зачепленні

Колова:

Н

Радіальна:

Осьова сила

Схема сил в зачепленні

Рис.2. Схема в зачепленні циліндричних косозубих коліс

2.13. Перевіряємо зуби коліс на згинальну витривалість за формулою:

де - коефіцієнт навантаження.

За табл. 3.7. [5] при твердості НВ<350 і симетричному розташуванні коліс відносно опор k_Fb =1,1 . За табл. 3.8. [5] k_Fv=1,1 Тоді

=1,01·1,1=1,21

- коефіцієнт, що враховує форму зуба, залежить від еквівалентного числа зубів z_v

у шестерні

у колеса

тоді =3,78; =3.6 з 42[5]

Знаходимо відношення .

Для шестерні

МПа

для колеса

МПа

Далі розрахунок ведемо для зубів колеса, для якого знайдемо менше відношення - коефіцієнта, що враховує кут нахилу зубів.

k_Fa=0.92 для 8-мої степені точності. Умова міцності виконана. Тоді

МПа умова виконана.