Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора
Министерство образования Республики Беларусь
Минский государственный машиностроительный колледж
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по «Технической механике»
Тема: Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора
Разработал:
учащийся гр.1-Дк
Зеньков Д.И.
Минск 2005
Перечень документов
Расчетно-пояснительная записка
Сборочный чертеж одноступенчатого цилиндрического редуктора
Спецификация
Чертеж вала тихоходного
Чертеж колеса зубчатого
Содержание
1 Краткое описание работы привода 2 Кинематический расчет привода 2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя 2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала 2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу 3 Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи 3.1 Исходные данные 3.2 Расчет параметров зубчатой передачи 4 Расчет тихоходного вала привода 4.1 Исходные данные 4.2 Выбор материала вала 4.3 Определение диаметров вала 4.4 Эскизная компоновка вала 4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением 5 Расчет быстроходного вала привода 5.1 Исходные данные 5.2 Выбор материала вала 5.3 Определение диаметров вала 5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни 5.5 Эскизная компоновка вала 5.6 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением 6 Подбор подшипников быстроходного вала 7 Подбор подшипников тихоходного вала 8 Подбор и проверочный расчет шпонок быстроходного вала 9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала 10 Выбор сорта масла 11 Сборка редуктора Список использованной литературы |
1 Краткое описание работы привода
Тяговым органом заданного привода является цепной конвейер В цепных передачах (рис.1, а) вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим / и ведомым 2 звеньями (звездочками).
Рис.1 Схема цепной передачи
В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек (рис.1, б). По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.
Недостатки цепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлинение и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепи из-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек, в
результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.
Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.
Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4, втулочные , одно- и двухрядные, и зубчатые.
Кинематическая схема привода цепного конвейера приведена на рис.2.
Вращение привода передается от электродвигателя 1 ведущим звездочкам цепного конвейера 8 посредством клиноременной передачи 2, муфт 3 и 5, косозубого одноступенчатого редуктора 4, цепной передачи 6 и зубчатой открытой прямозубой передачи 7. При этом на кинематической схеме римскими цифрами обозначены тихоходные (I, III, VI) и быстроходные (II, IV, V) валы соответствующих передач.
Рис.2 Кинематическая схема привода цепного конвейера.
2 Кинематический расчет привода
2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя
Исходные данные:
тяговое усилие цепи Ft=13кН
скорость цепи V=0,35 м/с
шаг тяговой цепи Рt=220мм
число зубьев ведущих звездочек z=7
срок службы привода – 4 года в две смены.
Определяем мощность на тихоходном валу привода по формуле (1.1) [1,с.4]
РVI= Ft· V (2.1)
где РVI - мощность на тихоходном валу:
РVI=13·0,25=3,25кВт.
Определяем общий КПД привода по формуле (1.2) [1,с.4]
По схеме привода
(2.2)
где[1, с.5, табл.1.1]: - КПД ременной передачи;
- КПД зубчатой закрытой передачи;
- КПД цепной передачи;
- КПД зубчатой открытой передачи;
- КПД одной пары подшипников качения;
- КПД муфты.
Сделав подстановку в формулу (1.2) получим:
Определяем мощность, необходимую на входе[1,с.4]
(2.3)
где Ртр – требуемая мощность двигателя:
Определяем частоту вращения и угловую скорость тихоходного вала
(2.4)
об/мин
(2.5)
Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]
Пробуем двигатель 4А112М4:
Рдв.=5,5кВт;
nс=1500об/мин;
S=3,7%
dдв.=32мм.
Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:
na=nc·(1-S); (2.6)
na=1500·(1-0,037);
na=1444,5 об/мин
Определяем общее передаточное число привода
; (2.7)
Производим разбивку прердаточного числа по ступеням. По схеме привода
Uобщ.=Uр.п.· Uз.з.· Uц.п.· Uз.о.; (2.8)
Назначаем по рекомендации [1,c.7,c36]:
Uр.п.=3;
Uц.п.=3;
Uз.о.=4; тогда
Uз.з.= Uобщ./( Uр.п.· Uц.п.· Uз.о.);
Uз.з.=2,94, что входит в рекомендуемые пределы
Принимаем Uз.з.=3.
Тогда
Находим:
(2.9)
;
Допускается ∆U=±3%
Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4
2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала
По формуле (2.5) определяем угловую скорость вала двигателя
;
;
nдв.=1444,5 об/мин.
По схеме привода (рис.1) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала
; ;
; ;
; ;
; ;
;
; ;
;
;
;
; ;
;
;
что близко к полученному в п.2.1.
2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу
Определяем мощность на каждом валу по схеме привода
;
;
;
;
; ;
; ;
; ;
; ;
; ;
; ;
что близко к определенному ранее в п.2.1.
Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле
(Нм) (2.10)
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм.
Проверка:
(2.11)
;
Нм
Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.
Таблица 1
Параметры кинематического расчета
№ вала | n, об/мин | ω, рад/с | Р, кВт | Т, Нм | U |
Дв. | 1444,5 | 151,27 | 4,15 | 27,43 | 3 |
I | 481,5 | 50,42 | 3,985 | 79,03 | |
1 | |||||
II | 481,5 | 50,42 | 3,866 | 76,67 | |
3 | |||||
III | 160,5 | 16,8 | 3,674 | 218,69 | |
1 | |||||
IV | 160,5 | 16,8 | 3,565 | 212,2 | |
3 | |||||
V | 53,5 | 5,6 | 3,353 | 598,75 | |
4 | |||||
VI | 13,375 | 1,4 | 3,187 | 2276,4 |
3 Расчет закрытой косозубой передачи
3.1 Исходные данные
Мощность на валу шестерни и колеса Р2=3,866 кВт
Р3=3,684 кВт
Вращающий момент на шестерне и колесе Т2=76,67 Нм
Т3=218,69 Нм
Передаточное число U=3
Частота вращения шестерни и колеса n2=481,5 об/мин
n3=160,5 об/мин
Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω2=50,42 рад/с
ω3=16.8 рад/с
Передача нереверсивная.
Расположение колес относительно опор симметричное.
3.2 Расчет параметров зубчатой передачи
Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:
шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,
колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:
(3.1)
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КHL – коэффициент долговечности;
[SH] – коэффициент безопасности;
по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.
Определяем σHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:
σHlimb =2НВ+70; (3.2)
σHlimb1 =2Ч270+70; σHlimb1 =610МПа;
σHlimb2 =2Ч250+70; σHlimb1 =570МПа.
Сделав подстановку в формулу (3.1) получим
; МПа;
; МПа.
Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:
(3.3)
;
МПа.
Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:
(3.4)
где Ка – числовой коэффициент;
КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент ширины;
Т2 – вращающий момент на колесе (по схеме привода Т2=Т3)
Выбираем коэффициенты:
Ка =43 [1,c.32];
КHβ =1,1 [1,c.32,табл.3.1];
=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];
Т2=Т3=218,69Нм.
Подставив значения в формулу (3.4) получим:
; мм;
Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]
мм.
Определяем модуль [1,c.36]:
(3.5)
;
;
Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn=2,0мм [1,c.36]
Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:
(3.6)
Принимаем предварительно β=12є (β=8є…12є), тогда cosβ=0,978
; ;
Принимаем зуба.
Определяем число