- •2. Розрахунок зубчатої косозубої передачі
- •2.1. Вибираємо матеріал і призначаємо термообробку
- •2.2. Визначаємо допустимі контактні напруги за формулою:
- •2.3. Визначаємо допустимі напруги згину за формулою:
- •3. Попередній розрахунок валів редуктора
- •4. Конструктивні розміри шестерні та колеса
- •5. Конструктивні розміри корпуса та кришки редуктора
- •6. Перший етап ескізного компонування
- •7. Підбір підшипників валів редуктора
- •7.1.3. Визначаємо реакції опор в горизонтальній площині xz від сили Ft розташованої симметрично відносно опор 1 і 2, тоді:
- •8. Перевірочний розрахунок веденого вала
- •9. Другий етап ескізного компонування
- •10.Підбір і перевірочний розрахунок муфти
- •11.Підбір шпонок і перевірка міцності шпонкового з’єднання.
- •12. Вибір мастила зубчастого зачеплення і підшипників
- •13. Порядок збирання редуктора
- •Використана література
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
Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі……..3
Розрахунок закритої косозубої передачі……………………………………………5
Попередній розрахунок валів редуктора…………………………………….……..10
Конструктивні розміри шестерні та колеса……………………………….……11
Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора……………….……13
Перший етап ескізного компонування………………………………………….……14
Підбір підшипників валів редуктора……………………………………………….…..16
Перевірний розрахунок веденого вала……………………………………………..22
Другий етап ескізного компонування………………………………………………26
Підбір і перевірний розрахунок муфти……………………………………………..28
Підбір шпонок і перевіра міцності шпонкового зІєднання……….……29
Вибір мастила зубчастого зачеплення і підшипників……………..…….32
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.
, 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
кВт
За таблицею 1.2. [2] приймаємо для циліндричної косозубої передачі ; для ланцюгової передачі .
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 σв=750 МПа; шестерня з твердістю НВ 230, границя міцності σв=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.
[SH] – коефіцієнт безпеки;
[SH]=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 Ка =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 =10о.
2.7. Визначення числа зубів коліс :
Для шестерні :
Приймаємо z1 = 30
Для колеса :
Уточнення значення кута нахилу зубів коліс :
кут нахилу =12о50´
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 kFb =1,1 . За табл. 3.8. [5] kFv=1,1 Тоді
=1,01·1,1=1,21
- коефіцієнт, що враховує форму зуба, залежить від еквівалентного числа зубів zv
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.
kFa=0.92 для 8-мої степені точності. Умова міцності виконана. Тоді
МПа умова виконана.