Міністерство освіти і науки, молоді та 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________________________________І.І.Андрійчук

Виконав студент групи Т -341_____________________П.П.Демчук

Оцінка захисту «_____»_________________________________

Дата захисту «_______»_______________2011 р.

2011

Зміст

Завдання…………………………………………………………………………………….

Вступ………………………………………………………………………………………..

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

2. Розрахунок зубчастої передачі………………………….

3. Проектний розрахунок валів редуктора…………………………………

4. Конструктивні розміри зубчастої пари…………………………………

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 шпонкових з’єднань…….

12. Вибір масла зубчастого зачеплення і підшипників…………………….

13. Порядок збирання редуктора................................................................

Література…………………………………………………………………………………

ВСТП

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.

1Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі

1.1. Визначаємо загальний механічний ККД приводу:

η=η₁ η₂ ;

де η₁ - ККД муфти;

η₂ - ККД редуктора;

η₃ –ККД пари підшипників;

-ККД цепної передачі.

За табл. 1.1.(2) приймаємо : η₁=0,98; η₂=0,99; η₃=0,97; =0,94.

Тоді η=0,98 0,99³ 0,97 0,94=0,86.

1.2.Визначаємо необхідна потужність:

.

1.3.Попередньо призначаємо значення передаточних чисел щаблів передачі.

За табл.1.2(2) приймаємо для цепної передачі U₁=2,4; для зубчастої – U₂=2,5.

1.4. Загальне передаточне число:

U=U₁ · U₂=2,4 · 2,5=6.

1.5.Визначаємо орієнтовне значення частоти обертання валу електродвигуна:

n_дв.=n₃ · U=120 ·6=720 об/хв.

1.6.Вибір електродвигуна

За табл. 18.36(2) приймаємо електродвигун типу 4А90L4, у якого

Р_дв.=4 кВт, n_дв.=720 об/хв.

1.7. Визначаємо загальне передаточне число:

.

1.8. Розбиваємо передаточне число по окремим передачам.

За ГОСТ 21426-75 приймаємо для зубчастої передачі U₁=4, тоді для цепної передачі:

.

1.9.Частота обертання валів приводу:

Розходження відповідає заданому.

1.10. Визначаємо потужності на валах приводу:

Р₁=3,9кВт;

1.11. Обертальні моменти:

Рис.1. Кінематична схема приводу

2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі

2.1. Вибираємо матеріал коліс і призначаємо термічну обробку:

За табл.. 3.3(5) вибираємо: сталь 45.

2.2. Визначаємо допустимі контактні напруження за формулою:

,

де _нlіmв - границя контактної витривалості при базовому числі циклів в навантаження. За табл.. 3.2(5) приймаємо: (МПа),

К_HL- коефіцієнт довговічності, при довготривалій роботі К_HL=1,

(S_H) – коефіцієнт безпеки, для нормалізованої та поліпшеної сталі(S_H)=1,1...1,2. Приймаємо (S_H)= 1,15.

Тоді:

Тоді:

2.3. Визначаємо допустимі напруження згину за формулою:

,

де – границя згинальної витривалості при базовому числі циклів навантаження.

За табл. 3.9.(5) =1,8 НВ.

Тоді для шестерні і колеса:

=1,8 ·230=414МПа;

=1,8 ·200=360МПа.

К_FL – коефіцієнт довговічності.

При навчальному проектуванні для довготривалої роботи К_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[S_F]'≤ 350НВ. [S_F]'=1,75.

[S_F]"- коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготівки, для поковок і штамповок [S_F]"=1,3.

Тоді: (S_F)=1,75·1,3=2,21

Допустимі загальні напруження:

2.4.Визначаємо міжосьову відстань за формулою:

а_W = 49,5(U₁+1) ^.

За ГОСТ 2185-66 міжосьова відстань приймається стандартною.

Ψ_Ва – коефіцієнт ширини вінця колеса. Ψ_Ва=0,25 – для прямозубих передач.

К_НВ = коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами.

За табл.3.1[5] для несиметричного розташування коліс ( за рахунок дії консольної сили ) і твердості < 350НВ приймаємо К_НВ=1,25.

Тоді:

За ГОСТ 2185-66 вибираємо стандартне значення а_w=160мм .

2.5.Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

т_п=(0,01...0,02) ·160=1.6... 3.2мм.

За ГОСТ приймаємо стандартне значення т_п=2,5мм.

2.6. Визначаємо число зубів :

шестерні Z₁=

приймаємо Z₁=25;

сумарне число зубів ;

колеса: Z₂=Z_Σ - Z₁ = 128 – 25=103.

2.7. Визначаємо ділильні діаметри:

шестерні : d₁=m_n · Z₁=2,5·25=62мм;

колеса : d₂= m_n · Z₂=2,5·103=258мм.

2.8.Визначаємо діаметри виступів :

шестерні : d _а1= d₁+2 m_n= 62+2·2,5=67мм;

колеса : d_а2= d₂+2 m_n= 258+2·2,5=263мм.

2.9.Визначаємо діаметри западин :

шестерні : d _f1= d₁ - 2,5 m_n= 62 - 2,5 · 2,5=55мм;

колеса : d_f2= d₂ -2,5 m_n=258 - 2,5 · 2.5=252мм.

2.10.Перевірка міжосьової відстані:

.

2.11.Визначаємо ширину колеса:

в₂= Ψ_ва · а_W = 0,25·160 = 40мм.

За табл. 18.1[2]приймаємо в₂= 40мм.

Шестерні : в₁= в₂+5= 40+ 5= 45мм.

За табл. 18.1[2]приймаємо в₁=45мм.

Коефіцієнт ширини шестерні за діаметром:

Ψ_вd= .

2.12. Сили, що діють в зачепленні:

колова : ;

радіальна:F_r=F_t ·tg α_W, α_W=20 ˚;

F_r=1677 ·tg 20 ˚=610.3H.

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

2.13. Колова швидкість коліс :

.

При даній швидкості призначаємо восьму степінь точності виготовлення передачі.

2.14. Перевірка контактної міцності передачі:

= ,

де К_Н – коефіцієнт навантаження,

К_Н= ,

де – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами;

– коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця;

– коефіцієнт динамічності. За табл. 3.6.(5) приймаємо, що =1,05;

За табл. 3.4(5) приймаємо =1,0;

За табл. 3.5 (5) приймаємо =1,08.

Тоді:

К_Н= 1,0 ·1,08 ·1,05=1,13.

Тоді: = .

Отже, < = 376,4МПа < 409 МПа, тобто передача недовантажена;

Недовантаження складає : , що допустимо.

2.15. Перевірка міцності зубів на згин :

=

- коефіцієнт форми зуба,

- коефіцієнт кута нахилу зубів,

- коефіцієнт перекриття.

За ГОСТ 21354 – 75вибираємо ₁=3,82 і ₂= 3,60. Для прямозубих коліс =1,0.

Приймаємо в навчальних цілях =0,92.

К_F= ,

де - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця.

- коефіцієнт динамічності.

За табл. 3.7.(5) при несиметричному розташуванні коліс приймаємо =1,12. За табл. 3.8.(5)приймаємо =1,25.

Тоді:

К_F=1,12·1,25=1,4.

Знаходимо відношення:

для шестерні: ;

для колеса: .

Подальший розрахунок проводимо для зубів колеса:

= ;

< =206МПа, перевірка виконується.