Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Механические устройства, применяемые для передачи энергии от источника к потребителю с изменением угловой скорости или вида движения, называют механическими передачами или просто передачами.

По способу передачи движения механические передачи классифицируют на передачи трением - фрикционные, ременные, канатные и передачи зацеплением - зубчатые, червячные, винтовые, цепные. Возможен и другой принцип классификации механических передач, согласно которому их подразделяют на передачи с непосредственным контактом (фрикционные, зубчатые, червячные и др.) и передачи с промежуточным гибким звеном (ременные, цепные и канатные).

В данном курсовом проекте производится проектирование и расчёт редуктора, с конической передачей.

Конической называется передача, предназначенная для передачи и преобразования вращательного движения между звеньями, оси вращения которых пересекаются.

1. Литературный обзор

Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента.

Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая при этом вращающий момент. Редуктор, который преобразует низкую угловую

Прежде всего, редукторы классифицируются по типу механических передач. Также редукторы можно классифицировать по типу корпусов, по способу охлаждения, по типам используемых подшипников, по скоростям вращения, передаточному числу; передаваемой, преобразуемой, распределяемой мощности.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых колес в пространстве.

Зубчатые передачи делятся на следующие:

- передачи с параллельно расположенными осями валов;

- цилиндрические передачи;

- конические передачи;

- гипоидные передачи;

- винтовые передачи.

Достоинства зубчатых передач:

- постоянство передаточного числа и компактность. При средних и малых мощностях зубчатые передачи компактнее других, а передача больших мощностей (до 50000 кВт и более) вообще неосуществима без зубчатых передач;

- высокий КПД. При хорошей смазке потери мощности в зацеплении одной пары зубчатых колёс не более 1-3?;

- большой срок службы. Если передача надёжно защищена от пыли и грязи, то при хорошей смазке и правильно изготовленная, работает весьма длительное время без заметного износа;

- простота ухода. Надежно защищённые от пыли и грязи требуют лишь периодической смены масла;

- недефицитность материалов. Для зубчатых передач общего назначения можно использовать углеродистые или низколегированные стали.

Недостатки зубчатых передач:

- для изготовления среднескоростных и быстроходных передач требуются специальные высокой точности станки и режущие инструменты;

- зубчатые передачи в отличие от фрикционных и ременных не могут быть предельными и при перегрузке не предохраняют от поломки другие детали машины;

- зубчатые передачи не смягчают вибраций, а в ряде случаев могут сами создавать вибрации;

- посредством только зубчатых передач нельзя осуществить бесступенчатое, плавное изменения передаточного числа;

- при большом расстоянии между осями валов передача одной парой колёс получается очень громоздкой по сравнению с ременной или цепной передачей.

Конические зубчатые колеса применяют в передачах между валами, оси которых расположены под углом. Основное применение имеют передачи с пересекающимися под углом 90? осями, т.е. ортогональные передачи. Передачи с межосевым углом, не равным 90?, применяют редко из-за сложности форм и технологии изготовления корпусных деталей, несущих эти передачи, хотя для изготовления самих колес межосевой угол значения не имеет.

Несмотря на то, что конические колеса сложнее, чем цилиндрические в изготовлении и монтаже, они имеют достаточно широкое применение в машиностроении, определяемое условиями компоновки узлов машин.

Преимущества конических зубчатых передач:

- обеспечение возможности передачи и преобразования вращательного движения между звеньями с пересекающимися осями вращения;

- возможность передачи движения между звеньями с переменным межосевым углом при широком диапазоне его изменения;

- расширение компоновочных возможностей при разработке сложных зубчатых и комбинированных механизмов.

Недостатки:

- более сложная технология изготовления и сборки конических зубчатых колес;

- большие осевые и изгибные нагрузки на валы, особенно в связи с консольным расположением зубчатых колес.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт редуктора

Исходные данные:

Р₂ = 6,0 кВт - мощность на выходном валу;

n₂ = 300 об/мин - частота вращения выходного вала.

Вычерчиваем кинематическую схему привода (рисунок 1.1).



1 - двигатель; 2 - упругая муфта; 3 - шестерня; 4 - зубчатое колесо; 5 - корпус редуктора.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

Определим КПД редуктора,_общ

,

Где _м - КПД муфты;

_пп - КПД подшипников качения;

_зп - КПД закрытой передачи.

Принимаем: _м = 0,98; _пп = 0,99; _зп = 0,96.

Тогда, подставив значения, получим:

= 0,98· 0,99² · 0,96 = 0,92.

Находим требуемую мощность двигателя:

Определим номинальную мощность двигателя Р_ном из условия:

Р_ном Р_дв;

Выбор электродвигателя

Выбираем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4АМ132М6У3 для которого расчётная частота вращения вала, n₁ = 870 об/мин; номинальная мощность электродвигателя, Р_ном.дв. = 7,5 кВт.

Определяем передаточное число редуктора u:

;

.

По рекомендуемым значениям u =2,8

Определим силовые и кинематические параметры привода.

Найдем передаваемые мощности на валах

P₁ = P_ном • з_пк • з_м,

P₂ = P₁ • з_зп • з_пк

Где - мощность на быстроходном валу редуктора, кВт.

Вычислим, подставив числовые значения в формулу

редуктор вал электродвигатель кинематический

P₁ = 7,5 • 0,98 • 0,99 = 7,277 кВт,

P₂ = 7,277 • 0,96 • 0,99 = 6,916 кВт.

Определим угловые скорости на валах. Угловая скорость ведущего вала,

;

.

Угловая скорость ведомого вала,

Рассчитаем вращающиеся моменты

Т_дв = ;

Т₁ = Т_дв ? з_м ? з_пк;

Т₂ = Т₁ • u? з_зп ? з_пк.

где - вращающий момент на валу двигателя, Н • м;

- вращающие моменты на ведущем и ведомом валах, Н • м.

Вычислим, подставив числовые значения в формулу

Т_дв = ;

T₁ = 82,36 • 0,98 •0,99 = 79,9 Н • м;

T₂ = 79,9 • 2,8 • 0,96 • 0,99 = 212,6 Н • м.

Занесем полученные значения в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя: 4АМ132М6У3; передаточное число:
Вал	Передаваемая мощность P, кВт	Частота вращения n, об/мин	Угловая частота щ, рад/с	Вращающий момент T,
двигателя	7,5	870	91,06	82,36
ведущий	7,277	870	91,06	79,9
ведомый	6,916	310	32,5	212,6

3. Расчёт зубчатой передачи редуктора

Выберем для изготовления шестерни сталь 40Х, для колеса сталь 40ХН, термообработка - улучшение (НВ₂ 235…262) для колеса и улучшение (НВ₁ 269…302) для шестерни.

Таблица 2 - Механические характеристики сталей

Марка стали	Заготовка, мм	Термообработка	Твёрдость зубьев	в	т	-1
	D	S			Н / мм2
40ХН 40Х	315 125	200 80	У У	235…262 НВ 269…302 НВ	800 900	630 750	380 410

Допускаемые контактные напряжения, [у]_H и напряжения изгиба, [у]_F определяем по формуле

,

где K_HL1,2 - коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса бесперебойной работы проектируемого редуктора с требуемыми характеристиками.

Найдем среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев НВ_ср,

для колеса

НВ_ср2 = (235+262)/2 = 248,5

для шестерни

НВ_ср1 = (269+302)/2 = 285,5

Разность средних твердостей лежит в допустимых пределах (20…50).

Находим допускаемые контактные напряжения [у]_НО1,2, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_НО1,2

для шестерни

[у]_НО1 = 1,8·НВ_ср1+ 67;

[у]_НО1 = 1,8·285,5+ 67 = 580,9 МПа;

для колеса

[у]_НО2 = 2НВ_ср2+ 67;

[у]_НО2 = 1.8·248,5+ 67 = 514,3 МПа.

Коэффициент долговечности:

где N_H01 = 25·10⁶ - число циклов перемены напряжений, соответствующее

пределу выносливости;

N_1,2 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

N_1,2 = 573 · _1,2 · L_h,

где _1,2 - угловая скорость на соответствующем валу;

L_h - срок службы;

N₁ = 573 · 91,06 · 10000 = 521·10⁶;

Т.к. N₁ значительно больше N_H01, то принимаем K_HL1 = 1.

N_H02 = 16,5·10⁶ - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N₂ = 573 · 32,5 · 10000 = 186·10⁶;

Т.к. N₂ значительно больше N_H02, то принимаем K_HL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса []_Н1,2

[]_Н1 = 1 · 580,9 = 580,9 МПа;

[]_Н2 = 1 · 514,3 = 514,3 МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба []_F1,2, МПа

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL1 и колеса K_FL2

где N_F01 = N_F02 = 4 ·10⁶ - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

Т.к. N_1,2 значительно больше N_F01,2, то принимаем K_FL1,2 = 1.

[]_FO1,2 = 1,03НВ_ср1,2;

[]_FO1 = 1,03285,5 = 294,1 МПа;

[]_FO2 = 1,03248,5 = 256,0 МПа.

Определяем допускаемое напряжение изгиба, []_F1,2

для шестерни

[]_F1,2 = K_FL1,2 · []_F01,2;

[]_F1 = 1 · 294,1 = 294,1 МПа.

для колеса

[]_F2 = K_FL2 · []_F02;

[]_F2 = 1 · 255,9 = 255,9 МПа.

Для реверсивной передачи значение []_F1,2 уменьшается на 25%, тогда:

[]_F1 = 220,5 МПа;

[]_F2 = 192 МПа.

4. Определение параметров передачи

Определяем внешний делительный диаметр колеса,

где u_кп = 2,8 - передаточное отношение конической передачи;

Т₂ = 212,6 - вращающий момент на соответствующем валу, Н•м;

[]_Н2 = 514, 3 - допускаемое контактное напряжение материала колеса с менее прочным зубом, кг/см²;

К_Н = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

х_Н = 1 - коэффициент вида конических колёс;

По стандартному ряду Ra 40 принимаем d_e2 = 220 мм.

Определяем углы делительных конусов, _1,2

для колеса

₂ = arctg u_кп;

₂ = arctg 2,8 = 70,34618 ⁰.

для шестерни

₁ = 90⁰ - ₂;

₁ = 90⁰ - 70,34618 ⁰ = 19,65382 ⁰.

Определяем внешнее конусное расстояние, R_e

.

По стандартному ряду Ra 40 принимаем R_e = 118 мм.

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса, b

b = _R · R_e,

где _R = 0,285 - коэффициент ширины венца;

b = 0,285 · 116,81 = 33,29 мм;

По стандартному ряду Ra 40 принимаем b = 34 мм.

Определяем внешний окружной модуль, m_e

где Т₂ - вращающий момент на соответствующем валу;

х_F = 0,85 - коэффициент вида конических колёс;

К_F = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

[]_F2 = 192 - допускаемое напряжение изгиба с менее прочным зубом, МПа;

Определяем число зубьев, z_1,2

для колеса

Принимаем z₂= 90.

для шестерни

Принимаем z₁= 32.

Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение от заданного u_кп

Определяем действительные углы делительных конусов шестерни ₁ и колеса ₂:

₂ = arctg u_ф;

₂ = arctg 2,81 = 70,41078 ⁰;

₁ = 90⁰ - ₂;

₁ = 90⁰ - 70,41078 ⁰ = 19,58921 ⁰

Коэффициент смещения инструмента x_e1 = 0,24.

Определяем фактические внешние диаметры, d_e1,2 делительные диаметры:

для шестерни

d_e1 = m_e · z₁;

d_e1 = 2,44 · 32 = 78,08 мм.

для колеса

d_e2 = m_e · z₂;

d_e2 = 2,44 · 90 = 219,6 мм.

Определим диаметры вершин зубьев, d_аe1,2

для шестерни

d_аe1 = d_e1 + 2·(1+ x_e1)· m_e · cos ₁;

d_аe1 = 78,08 + 2 (1+ 0,24) · 2,44 · cos 19,58921 ⁰ = 87,78 мм.

для колеса

d_аe2 = d_e2 + 2·(1 - x_e1)· m_e · cos ₂;

d_аe2 = 219,6 + 2 (1 - 0,24) · 2,44 · cos 70,41078 ⁰ = 220,84 мм.

Определим диаметр впадин зубьев, d_fe1,2

для шестерни

d_fe1 = d_e1 - 2 (1,2 - x_e1)· m_e · cos ₁;

d_fe1 = 78,08 - 2 (1,2 - 0,24) · 2,44 · cos 19,58921 ⁰ = 73,67 мм.

для колеса

d_fe2 = d_e2 - 2 (1,2 + x_e1) m_e · cos ₂;

d_fe2 = 219,6 - 2·(1,2 + 0,24) · 2,44 · cos 70,41078 ⁰ = 217,24 мм.

Определяем средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂

d₁ ? 0,857 · d_е1;

d₁ ? 0,857 · 78,08 ? 66,91456 мм;

d₂ ? 0,857 · d_е2;

d₂ ? 0,857 · 219,6 ? 188,2 мм.

Проверим пригодность заготовок шестерни и колеса. Условия пригодности

D_заг = d_аe + 6 D_пред;

S_заг = 8· m_e S_пред;

где - диаметр заготовки шестерни, мм;

- толщина диска заготовки колеса, мм;

D_пред, S_пред - предельные размеры, даны в пункте 2, мм.

Подставим числовые значения в формулы

Для шестерни

D_заг = 87,78 + 6 = 93,78 125;

S_заг = 8· 2,44 = 19,52 80;

Для колеса

D_заг = 220,84 + 6 = 226,84 315;

S_заг = 8· 2,44 = 19,52 80;

Условие пригодности заготовок колес выполняется.

Полученные значения занесем в таблицу 3.1

Таблица 3.1 - Параметры зубчатой конической передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние , мм	118	Внешний делительный диаметр: шестерни , мм колеса , мм	78,08 219,6
Внешний окружной модуль , мм	2,4382
		Внешний диаметр окружности вершин: шестерни , мм колеса , мм	87,78 220,84
Ширина зубчатого венца b, мм	34
Число зубьев: шестерни колеса	32 90
		Внешний диаметр окружности впадин: шестерни , мм колеса , мм	73,67 217,24
Вид зубьев	прямые
Угол делительного конуса, град: шестерни колеса	19,58921 70,41078
		Средний делительный диаметр: шестерни , мм колеса , мм	66,91 188,2

5. Проверка колес на контактную и изгибную прочность

Проверяем контактные напряжения _н, МПа:

где F_t - окружная сила в зацеплении;

где К_н = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс;

К_н = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

К_н = 1,16 - коэффициент динамической нагрузки, в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности;

м/с.

Степень точности - 8-я.

Вычислим перегрузку:

.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни _F1 и колеса _F2, МПа

где K_F = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс;

К_F = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

Y = 1 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

K_F = 1,38 - определяется аналогично K_Н;

Y_F1 = 3,58, Y_F2 = 3,63 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₁;



Подставив данные в выражения, получим:

Определение сил в зацеплении

Определяем окружную силу

на шестерне

;

на колесе

Определяем радиальную силу

на шестерне

F_r1 = 0,364 · F_t1 · cos₁;

на колесе

F_r2 = F_а1;

F_r1 = 0,364 · 2259,3 · cos 19,58⁰ = 766,3 H;

F_r2 = F_а1 = 766,3 Н.

Определяем осевое усилие

на шестерне

F_а1 = 0,364 · F_t1 · sin₁;

на колесе

F_a2 = F_r1;

F_a1 = 0,364 · 2259,3 · sin 19,58⁰ = 273,7 H;

F_a2 = F_r1= 273,7 Н.

Муфта

на быстроходном валу:

;

.

Принимаем:

;

на тихоходном валу:



.

6. Предварительный расчет валов редуктора

Проектный расчет валов как при кручении ведем по напряжениям кручения, т.е. при расчете не будем учитывать напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Для компенсации пределы допускаемых значений напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах:

[ф_К] = 10…20 Н/мм²

Меньшие значения [ф_К] =10 Н/мм² - для быстроходного вала, большие значения [ф_К] =20 Н/мм² - для тихоходного вала.

Выбрали для быстроходного и тихоходного валов роликовые конические подшипники типа 7000, легкой серии - для быстроходного и для тихоходного вала.

Быстроходный вал

1 ступень

где М_кр = Т₁ = 79,9 МПа - крутящий момент на быстроходном валу,

Принимаем 34 мм.

Длину ступени l₁ принимают:

l₁ = 1,2· d₁;

l₁ = 1,2· 34=40,8 мм.

Принимаем 40 мм.

2 ступень

d₂ = d₁ + 2·t;

где t = 2,5 мм - значения высоты бортика.

d₂ = 34 + 2·2,5 = 40 мм.

Длину ступени l₂ принимают

l₂ = 0,6· d₄;

l₂ = 0,6· 45 = 27 мм.

3 ступень

d ₃ = d₄ + 3,2·r;

где r = 3 мм - координаты фаски подшипника.

d ₃ = 45 + 3,2·3 = 54,6 мм.

Принимаем 56 мм.

Длину ступени l₃ принимают конструктивно.

4 ступень

d ₄ = d₅ + 4 мм;

d ₄ = 42 + 4=46 мм.

Принимаем 45 мм.

Длину ступени l₄ принимают конструктивно.

5 ступень

Под резьбу d₅ = М42Ч1,5;

l₅ = 0,4· d₄;

l₅ = 0,4· 45 = 18 мм.

Для данного вала принимаем предварительно подшипники роликовые: тип - 7209А; серия лёгкая; d = 45 мм; D = 85 мм; T = 21 мм; b = 19 мм; С = 16 мм; r = 2,0 мм; r₁ = 0,8 мм; = 15°; C_r = 42,4 kH; C_or = 33,4 kH; е =0,41.

Тихоходный вал

Определяем диаметры ступеней ведомого вала

1 ступень

где М_кр = Т₂ = 212,6 МПа - крутящий момент на тихоходном валу

Длину ступени l₁ принимают:

l₁ = 1,0· d₁;

l₁ = 1,0· 40 = 40 мм.

2 ступень

d₂ = d₁ + 2·t;

где t = 2,5 мм - значения высоты бортика

d₂ = 38 + 2·2,5 = 43 мм;

Принимаем 45 мм.

Длину ступени l₂ принимают:

l₂ = 1,25· d₂;

l₂ = 1,25· 45 = 56,25 мм.

Принимаем 56 мм.

3 ступень

d ₃ = d₂ + 3,2·r;

где r = 3 мм - координаты фаски подшипника

d ₃ = 45 + 3,2·3= 54,2 мм;

Принимаем 53 мм.

Длину ступени l₃ принимают конструктивно.

4 ступень

d ₄ = d₂ = 45 мм;

Длину ступени l₄ принимают:

l₄ = Т+С;

l₄ = 21+1,6=22,6 мм.

5 ступень

d₅ = d₃ +3·f;

где f = 2 мм - ориентировочная величина фаски ступицы.

d₅ = 55 +3·2 = 61 мм;

Принимаем 59 мм, длину ступени l₅ принимают конструктивно.

Для тихоходного вала принимаем подшипники роликовые: тип - 7209А; серия лёгкая; d = 45 мм; D = 85 мм; T = 21 мм; b = 19 мм; С = 16 мм; r = 2,0 мм; r₁ = 0,8 мм; = 15°; C_r = 42,4 kH; C_or = 33,4 kH; е =0,41.

Определили наружный диаметр и длину ступицы колеса

d _ст = (1,55…1,6)· d ₃;

d _ст = (1,55…1,6)· 53 = (82,15…84,8)

Принимаем 83 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,1…1,5)· d ₃;

l_ст = (1,1…1,5)· 53 = (58,3…79,5)

Принимаем 59 мм.

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса, контур стенок провели с зазором Х не менее 8…10 мм

;

.

Размещено на Allbest.ru