- •1Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі
- •2. Розрахунок прямозубої циліндричної 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 валу
- •9. Другий етап ескізного компонування.
- •11. Добирання муфти.
- •11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпоночних з’єднань
- •12.Вибір мастила зубчастого зачеплення і підшипників.
- •13.Порядок збирання
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………………………………………………………………………………………..
Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі..........
Розрахунок зубчастої передачі………………………….
Проектний розрахунок валів редуктора…………………………………
Конструктивні розміри зубчастої пари…………………………………
Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора………………..
Перший етап ескізного компонування……………………………………
Підбір підшипників валів редуктора....................................................
Перевірочний розрахунок веденого вала…………………………………
Другий етап ескізного компонування…………………………………….
Добирання муфти..................................................................................
Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з’єднань…….
Вибір масла зубчастого зачеплення і підшипників…………………….
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:
nдв.=n3 · U=120 ·6=720 об/хв.
1.6.Вибір електродвигуна
За табл. 18.36(2) приймаємо електродвигун типу 4А90L4, у якого
Рдв.=4 кВт, nдв.=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),
КHL- коефіцієнт довговічності, при довготривалій роботі КHL=1,
(SH) – коефіцієнт безпеки, для нормалізованої та поліпшеної сталі(SH)=1,1...1,2. Приймаємо (SH)= 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.
КFL – коефіцієнт довговічності.
При навчальному проектуванні для довготривалої роботи КFL=1,0.
[SF]- коефіцієнт безпеки:
[SF]= [SF]'[SF]",
де[SF]' – коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчастих коліс. Для поліпшеної сталі[SF]'≤ 350НВ. [SF]'=1,75.
[SF]"- коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготівки, для поковок і штамповок [SF]"=1,3.
Тоді: (SF)=1,75·1,3=2,21
Допустимі загальні напруження:
2.4.Визначаємо міжосьову відстань за формулою:
аW = 49,5(U1+1) .
За ГОСТ 2185-66 міжосьова відстань приймається стандартною.
ΨВа – коефіцієнт ширини вінця колеса. ΨВа=0,25 – для прямозубих передач.
КНВ = коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами.
За табл.3.1[5] для несиметричного розташування коліс ( за рахунок дії консольної сили ) і твердості < 350НВ приймаємо КНВ=1,25.
Тоді:
За ГОСТ 2185-66 вибираємо стандартне значення аw=160мм .
2.5.Визначаємо нормальний модуль зачеплення:
тп=(0,01...0,02) ·160=1.6... 3.2мм.
За ГОСТ приймаємо стандартне значення тп=2,5мм.
2.6. Визначаємо число зубів :
шестерні Z1=
приймаємо Z1=25;
сумарне число зубів ;
колеса: Z2=ZΣ - Z1 = 128 – 25=103.
2.7. Визначаємо ділильні діаметри:
шестерні : d1=mn · Z1=2,5·25=62мм;
колеса : d2= mn · Z2=2,5·103=258мм.
2.8.Визначаємо діаметри виступів :
шестерні : d а1= d1+2 mn= 62+2·2,5=67мм;
колеса : dа2= d2+2 mn= 258+2·2,5=263мм.
2.9.Визначаємо діаметри западин :
шестерні : d f1= d1 - 2,5 mn= 62 - 2,5 · 2,5=55мм;
колеса : df2= d2 -2,5 mn=258 - 2,5 · 2.5=252мм.
2.10.Перевірка міжосьової відстані:
.
2.11.Визначаємо ширину колеса:
в2= Ψва · аW = 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:
Ψвd= .
2.12. Сили, що діють в зачепленні:
колова : ;
радіальна:Fr=Ft ·tg αW, αW=20 ˚;
Fr=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 КН – коефіцієнт навантаження,
КН= ,
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:
КН= 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.
КF= ,
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:
КF=1,12·1,25=1,4.
Знаходимо відношення:
для шестерні: ;
для колеса: .
Подальший розрахунок проводимо для зубів колеса:
= ;
< =206МПа, перевірка виконується.