Проектування одноступінчатого циліндричного прямозубого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

1. Кінематичний розрахунок приводу

2. Розрахунок циліндричної прямозубої закритої передачі

3. Вали

4. Розрахунок валів та шпонкових з'єднань

5. Змащування зубчатих передач

6. Змащування підшипникових вузлів

7. Допуски та посадки

Висновок



1. Кінематичний розрахунок приводу

Необхідна потужність двигуна

При заданій потужності N₂ вихідного валу необхідна потужність двигуна

N_дв^н=N₂/з,

де з - ККД привода рівний добутку ККД

з=з₁·з₂·з₃²

дез₁ - ККД муфти=0/99;

з₂ -ККД передачі=0/96-0/98;

з₃ -ККД підшипників кочення=0.995;

Частоту обертання електродвигуна вибирають так, щоб передаточне число окремих передач було оптимальним. Отже передаточне число зубчатих передач

u_опт=

де n₁ - асинхронна частота обертання електродвигуна, об/хв.;

n₂ - частота обертання вихідного валу, об/хв.=360

По формулі розраховуємо ККД привода

=₁·₂·з₃²= 0,99 · 0,96 · 0,995² = 0,94



де з₁ = 0.99; з₂ = 0.96;з₃= 0.995 [6]

та необхідну потужність двигуна

N_дв^н= N₂/ = 7,5/0,94 = 7,97 кВт

Приймаемо 8кВт

N_{2(задано)} .=7,5

Орієнтовна частота обертання двигуна

Оптимальне передаточне число одноступеневого редукторазциліндричнимипрямозубими колесами 2...7.5. Tоді по формулі:

u_дв^ор= n₂· u= 360 · (2...7.5) = 720...2700 об/хв.

Вибір електродвигуна.

По каталогу вибираємо асинхронний електродвигун з такими параметрами:

Тип двигуна: А62-6

Потужність: N_дв?8кВткВт;

Параметри за номінальної потужності:

Частота обертання: n_дв = 970 об/хв

Діаметр вихідного вала двигуна:d_дв = 40 мм.

Передаточне число редуктора

u= 970/360=2,7

Потужність на валах приводу; кВт

N₂ = 7,5(за умовою).



N₁=N₂/з = 7,5/0.94= 8.

Частота обертання валів; об/хв

n₁ =970

n₂ =360

Кутові швидкості на валах; рад/с

щ₁=рn₁/30= (3.14 ·970)/30=101,5.

щ₂=рn₂/30= (3.14 ·360)/30=37,68

Крутні моменти на валах редуктора; Н·м

Т₁ = N₁/щ₁=8· 10³/ 101,5 = 78,8.

Т₂= N₂/щ₂=7,5 · 10³/ 37,68 = 199.

2. Розрахунок циліндричної прямозубої закритої передачі

Початкові дані:

N₁= 8 кВт.

N₂ = 7,5 кВт.

n₁ = 970об/хв.

n₂ =360об/хв.

t_h= 10000 год.

Визначимо дійсне передаточне число редуктора:

u_д= n₁/n₂= 970/360=2,7

Вибір матеріалу зубчастих коліс та виду термообробки

Вибираємо матеріал для виготовлення зубчастих коліс:

Шестерня:

Марка матеріалу: 50г.

Термообробка: обємназакалка.

HRC 45 - 50.

Допустимі напруження при базовому числі циклів.

При нереверсивному навантаженні:

= 220МПа;

= 4·10⁶

= 800МПа;

= 6·10⁷

Колесо:

Марка матеріалу: Сталь 50.

Термообробка: поліпшення

240 - 280 НВ

Допустимі напруження при базовому числі циклів.

При нереверсивному навантаженні:

= 200МПа;

= 4·10⁶

= 650МПа;

= 1,5·10⁷

Еквівалентне число циклів зміни напружень.

Еквівалентне число циклів зміни напруженьпри постійному навантажені передачі:

,

де n - частота обертів шестерні або колеса, об/хв,

t =12000 год - розрахунковий період служби передачі.

Допустимі контактні напруження.

[у_HP] = у^`_HP · K_HL.

де K_HL- коефіцієнт довговічності;

- допустиме контактне напруження, яке відповідає базовому числу

N_HO- циклів зміни напружень;

Так як,

,

то і

Тоді допустимі контактні напруження

Для прямозубої передачі розрахункові допустимі контактні напруження приймаємо менші, тобто



Допустимі напруження при згині.

Допустиме напруження при розрахунках на витривалість зубів при згині, яке відповідає еквівалентному числу циклів зміни напружень,

де - допустиме напруження при розрахунку на витривалість зубів при згині, яке відповідає базовому числу;

N_FO- циклів зміни напружень;

K_FL - коефіцієнт довговічності при розрахунках на витривалість при згині

При постійному навантажені передачі

При N_FE>N_FO приймають K_FL=1.

Визначаємо , :

та , то

=220 МПа

=200 МПа

Визначення ділильного діаметру шестерні із розрахунку на контактну витривалість зубів.

Орієнтовне значення діаметра ділильного кола



(мм),

де K_d=770МПа^? (для прямозубої передачі);

K_Hв= 1,06- коефіцієнт розподілу навантаження по ширині зубчатого вінця;

Ш_bd = 0,8- відносна ширина.

Приймаємо d₁ = 60мм.

Тоді ширина зубчатого вінця

B_W = Ш_bd•d₁ = 60•0,8 = 48мм.

По рекомендаціям при НВ > 350 приймаємо

Ш_m= 15...20.

Визначаємо модуль зачеплення

мм.

Згідно ГОСТУ приймаємо m_n = 2,5мм.

Кількість зубів шестерні:

Z₁ = d₁· m_n = 60/ 2,5 = 24 що більше Z_min = 17.

Кількість зубів колеса



Z₂ = Z₁ · i = 24·2.7=65

Приймаємо Z₂= 65

Визначаємо ділильний діаметр колесаd₂ і міжосьову відстань a_W:

d₂ = m_n·Z₂= 2,5·65 = 162,5 мм;

a_W = (d₁+d₂) / 2 = (60+162.5)/ 2 =111,25мм.

Перевірочний розрахунок на міцність:

Виконуємо перевірочний розрахунок за контактними напруженнями; МПа:

МПа,

де Z_H = 1,77 коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь;

Z_M =275 МПа^1/2 - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу зубчатих коліс ( колеса сталеві);

Z_е =1 - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній;

Питоме розрахункове колове зусилля:

щ_Ht= F_t • K_Hб • K_Hв • K_Hн / B_W =2626 • 1,0 • 1,06 • 1,32 / 48 = 76,5Н/мм,

де F_t = 2Т₁/ d₁ = 2 • 78,8 / 0,06 = 2626Н = колова сила;

K_Hб= 1,0 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями;

Колова швидкість коліс:

V=рd₁n₁/60•1000 = 3,14 • 60 • 970 / 60 • 1000 = 3м/с.



Приймаємо восьму ступінь точності передачі:

;

де Н/м- питома колова динамічна сила,

де д_Н= 0,014 - коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчатої передачі і модифікації профілю головок зубця;

q_o= 56 - коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення шестерні і колеса;

Виконуємо перевірочний розрахунок за напруженнями згину

у_F = Х_еХ_FХ_вщ_Ft / m ? [у_FP],

де Х_F1 = 4.08;

Х_F2 = 3.60 - коефіцієнт форми зубця;

Х_е = 1/(К_е·е_б) - коефіцієнт, що враховує перекриття зубців = 1;

Х_в = 1_в?/140 = коефіцієнт, що враховує нахил зубців = 1;

Визначаємо кількість еквівалентних зубів для шестерні та колеса:

Z_V1 = Z₁= 24;

Z_V2 = Z₂= 65.

Визначаємо відношення [у_FP] / Х_F:

[у_FP1] / Х_F1 = 220 / 4.08 = 53,92;

[у_FP2] /Х_F2 = 195 / 3,60 = 54,0.



Так як відношення [у_FP1] /Х_F1 менше, то подальший розрахунок проводимо по шестерні.

Питоме розрахункове колове зусилля:

щ_Ft= F_t • K_Fб • K_Fв • K_FV / B_W =2626• 1 • 1,08 • 1,17/ 48 = 73,8 Н/мм,

де K_Fб =1,0; K_Fв = 1,08 (табл. 6);

,

де Н/мм,

д_F = 0,006; q₀ = 56.

Обчислюємо у_F :

у_F = 1 · 65,8 · 4,08 · 1 / 2.5 = 107.4МПа.

Т. як у_F = 107.4МПа< [у_FP] = 220 МПа, тоді умова міцності на згин виконується.

Геометричний розрахунок передачі (розміри наведені в мм):

d₁ = d_W1 = m_n·Z₁= 2,5·22= 60;

d₂ = d_W2 = m_n·Z₂= 2,5·60=162,5;

d_a1 = d₁ + 2m_n·= 60+2·2,5 = 65;

d_a2 = d₂ + 2m_n·=162,5 + 2·2,5 = 167,5;

d_f1 = d₁ - 2,5m_n·=60 - 2,5·2,5 = 53,75;

d_f2 = d₂ - 2,5m_n·=162,5 - 2,5·2,5 = 156,25

P_n = р · m_n = 3,14 · 2,5 = 7,85;

Сили, що діють в зачепленні.Н:

F_t1 = F_t2 = 2Т₁/ d₁ = 2 • 78,8/ 0,055 = 2626

F_r1 = F_r2 = F_ttgб=2626· tg 20? = 955

Розміри зубчатого колеса:

Елементи зубця, мм	Колесо
	Прямозубе
Висота: - головки - ніжки - зубця	ha=m = 2,5 мм hf=1,25m= 3.125 мм h=ha+hf=2,25m= 5.625 мм
Радіальний зазор	c=0,25m= 0.625 мм
Радіус кривини перехідної кривої	сf=0,38m = 0.95мм
Ділильний діаметр шестерні	d1 = dW1 = mn·Z1= 2,5·22 =60 ;
колеса	d2 = dW2 = mn·Z2 = 2,5·60= 162,5;
Діаметр виступів шестерні	da1 = d1 + 2mn·= 60+ 2·2,5 = 65;
колеса	da2 = d2 + 2mn·=162,5 + 2·2,5 = 167,5;
Діаметр западин шестерні	df1 = d1 - 2,5mn·=60 -2,5·2,5 = 53,75;
колеса	df2 = d2 - 2,5mn·=162,5 - 2,5·2,5 = 156,25;

3. Вали

Обертові деталі в машинах і механізмах встановлюють на валах, призначення яких - підтримувати деталі та передавати обертовий момент. Під дією прикладених навантажень вали зазнають деформації кручення та згину.

За конструкцією вали поділяють на гладкі, ступінчаті, фасонні, а також на суцільні та порожнисті.

Ступені на валах призначені для закріплення на них деталей, а також для створення поверхонь, якими вали опираються на нерухомі деталі корпусу.

Конструюванняведучого вала зубчатоїпередачі.

Діаметр вихідного валу редуктора з'єднаний через муфту з валом двигуна. З метою застосування стандартної муфти діаметр вала редуктора повинен відрізнятися від вала двигуна не більше ніж на 20 %, тобто діаметр вала редуктора

d₁= (0.8….1.2) *40 = 32…..48 мм

Приймаємо діаметр вихідного кінця вала редуктора 35мм, діаметр вала під підшипник 40 мм.

Конструювання веденого вала

Конструкцію веденого вала для посадки прямозубого колеса зубчатої передачі можна прийняти такою, яка показана на рис. 3.1.

Рис. 3.1. Конструкція веденого вала зубчатої передачі

Значення вказаних на рисунку діаметрів приймаються такі:

а) діаметр вихідної частини вала



=

приймаємо d₂ = 30 мм

б) діаметри ділянок d₃ для встановлення підшипників кочення визначаються за формулою

d₃=1.1d2 = 1.1 *30 = 33мм, приймаємо d₃=35 мм

Приймаючи значення d3слід враховувати те, що внутрішні діаметри підшипників кочення кратні 5;

в) діаметр d₄ділянки, на якій розміщене зубчате колесо, можна прийняти рівним

d_{4 =} d₃ +3..5 мм =35 + 3…5 = 38..40; приймаємо 40 мм.

г) діаметр d₅приймаємо на 2...6мм більшим від попереднього діаметра d₄. Проте при визначенні цього діаметра слід врахувати те, що він не повинен перевищувати зовнішній діаметр внутрішнього кільця підшипника. Приймаємо d₅ = 50 мм.

Складаємо рівняння статичних моментів відносно точок А та В.

Н.

Н.



Виконуємо перевірку:

?F_X = 0: X_A - F_t + X_B = 1313 - 2626 + 1313 = 0.

Площина Y:

.Н.

.Н.

Виконуємо перевірку:

?F_Y = 0: Y_A - F_r + Y_B = 478 - 956 + 478 = 0.

Будуємо епюри згинальних моментів для площин X та Y:

Площина Y:

Нм.

Площина X:

Нм.

Визначимо сумарний згинальний момент в небезпечному перерізі, Нм:



Еквівалентний момент, Нм:

Діаметр вала в небезпечному перерізі

м= 28мм.

Тож приймаємо d = 40мм.

4. Розрахунок валів та шпонкових з'єднань

двигун вал шпонковий

Вибір шпонкових з'єднань для веденого вала.

Шпонки призначені для передавання обертаючого моменту від вала до установлених на ньому деталей (шківів, зубчастих коліс, маховиків, муфт і т.д.) або навпаки. Шпонки можна поділити на три основні види: призматичні, сегментні і клинові. Розміри шпонок і допуски на їх виготовлення стандартизовані.

а). Для з'єднання вихідного кінця вала з муфтою вибираємо призматичну шпонку з заокругленими торцями (рис.4.1). За знайденим діаметром =32 мм визначаємо ширину bта висоти h , t₁ шпонки. Для вибраної шпонки , .



Визначаємо робочу довжину шпонки

,

де допустиме напруження на зминання для стальної муфти =100…120 МПа.

Повна розрахункова довжина шпонки рівна

=15+10=25 мм.

Приймаємо стандартне значення довжини шпонки

.

б). Для посадки зубчастого колеса призначаємо діаметр ділянки веденого вала

d₄=d ₂+5….10 = 30 +5…10=35….40мм.

Приймаємо d₄= 40 мм.

Призначений діаметр повинен бути більшим від діаметра вихідного кінця вала на 5...10 мм, оскільки на ділянці вала між вихідним кінцем та колесом передбачається розмістити підшипники кочення. Також цей діаметр слід узгоджувати зі стандартним рядом діаметрів.

При d₄= 40 мм призначаємо призматичну шпонку з заокругленими торцями з розмірами

, .



Визначаємо робочу довжину шпонки

,

де допустиме напруження на зминання для стальної маточини зубчастого колеса =100…120 МПа.

Повна розрахункова довжина шпонки рівна

=33,16+12=45,16 мм.

Приймаємо стандартне значення довжини шпонки

5. Змащування зубчатих передач

Закриті зубчаті передачі редукторів змащують рідкими мінеральними і синтетичними мастилами. Основне призначення змащування - зменшення сил тертя, підвищення стійкості проти спрацювання та заїдання і відведення теплоти із зони контакту зубців.

Вибір типу мастила здійснюється залежно від величини контактного напруження між зубцями коліс . Чим більше , тим більшою повинна бути кінематична в'язкість мастила . Визначення необхідної в'язкості мастила здійснюється за допомогою табл. 5.1.

Таблиця 5.1 Рекомендації щодо вибору в'язкості мастила

К	х50?,мм2/с
20	38
50	50
100	67
200	85
500	120
1000	160
2000	220

Значення коефіцієнта К визначається за формулою

,

де v (м/с)-колова швидкість зубчастих коліс.

При відомій потрібній в'язкості мастила з табл. 5.2 вибирають марку мастила.

Таблиця 5.2 Мастила для зубчастих редукторів

Марка мастила	Кінематична в'язкість х50?,мм2/с
Індустріальне И-40А	40
Індустріальне И-50А	50
Індустріальне ИРП-75	72-80
Індустріальне ИРП-150	140-160
Трансмісійне ТАП-15В	120
Індустріальне ИТП-200	220-240



6. Змащування підшипникових вузлів

Найважливішою умовою нормальної роботи підшипників є правильний вибір сорту та способу подавання мастила. Змащення зменшує затрати на тертя та зношування елементів, що труться, відводить тепло, запобігає корозії, а також зменшує шум. У зубчатих редукторах у випадку змащування коліс занурюванням при окружній швидкості коліс V = 3-16м/с та черв'ячних редукторах при V = 3-16м/с підшипники змащуються розбризкуванням мастила, що знаходиться у корпусі.

Для захисту підшипників від надлишку мастила або потрапляння у нього продуктів зношування зубів встановлюють захисні шайби.

. Найпростіші та й най поширені манжетні ущільнення з масло стійкої гуми (севаніту). Тиск між ущільнюючим елементом і валом створюється кільцевою пружиною.

Застосовується при рідкому і консистентному мастилах при V = 50м/с, якщо вал полірований V = 15м/с.

Манжети здатні витримувати надлишковий тиск. Для підвищення надійності манжети встановлюються попарно з напрямлянням країв у різні сторони.

7. Допуски та посадки

На складальних кресленнях підшипникових вузлів посадку підшипника позначають після номінального розміру у вигляді дробі, с умовним позначенням поля допуску кільця підшипника і поля допуску вала чи отвіру корпусу, спряженого с підшипником.

Наприклад, позначення Н7/l0 належить до з'єднання зовнішнього кільця підшипника із отвором у корпусі з полем допуска Н7 (посадка с зазором); 90L0/js6 позначає посадку внутрішнього кільця підшипника с валом, який виготовлений по полю допуска js6. .Для спряжених поверхонь колеса та вала, вала та полу муфти, вала та шківів пасової передачі тощо застосовують посадки з гарантованим натягом ( Н7/р6, Н7/s6, H7/r6)ю Для лінійних розмірів застосовуємо посадку h12.



Висновки

В даній курсовій роботі було необхідно спроектувати одноступінчатий циліндричний прямозубий редуктор по заданій потужності на робочому органі та частоті обертання вихідного валу редуктора.

В ході виконання курсової роботи були виконані наступні етапи:

- обраний двигун за розрахованою споживчою потужністю та частотою обертання вала двигуна;

- обраний матеріал для виготовлення зубчатих коліс, розраховані параметри зубчатої пари та виконана перевірка на контактну та згинальну міцність;

- виконаний проектний розрахунок валів, розроблена їх конструкція та ведений вал редуктора перевірений на міцність;

- підібрані підшипники;

- підібрані та перевірені на міцність шпонки;

- підібране мастило для змащування зубчатої передачі та підшипників;

- підібрані посадки та визначені допуски на спряжені поверхні;

- виконане складальне креслення редуктора.

Размещено на Allbest.ru