Курсовая работа (т): Расчет редуктора с цепной передачей

Расчет редуктора с цепной передачей

Введение

Механизмы, предназначенные для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью находящихся в зацеплении зубчатых колес, называются зубчатой передачей

По применению и распространению зубчатые передачи по праву занимают первое место. В любой отрасли машиностроения, приборостроения, на транспорте, в связи зубчатые передачи находят широкое применение: автомобили, тракторы, самолеты, турбоэлектроходы, станки, электронно-вычислительные и счетно-решающие машины, электросчетчики, часы, измерительные приборы и т. д.

Достоинства.

. Возможность передачи практически любых мощностей (до 50 000 кВт и более) при весьма широком диапазоне окружных, скоростей (от долей м/с до 30... 150 м/с). При высоких скоростях применяют передачи с косыми зубьями), изготовленные с высокой точностью и тщательно смонтированные. Обычно для передач с косыми или криволинейными зубьями и_тах= = 30...35 м/с.

. Постоянство передаточного отношения.

. Компактность, надежность и высокая усталостная долговечность передачи.

. Высокий КПД (j=0,97..0,99) при высокой точности изготовления и монтажа, низкой шероховатости рабочей поверхности зубьев, жидкой смазке и передаче полной мощности.

. Простота обслуживания и ухода.

. Сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры.

. Может быть изготовлена из самых разнообразных материалов, металлических и неметаллических.

1. Техническое задание

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый редуктор с цилиндрическими косозубыми колесами и цепной передачей.

Исходные данные для проектирования.

Мощность на тихоходном валу  =5,3 кВт. Угловая скорость тихоходного вала  = 50 рад/с. Нагрузка спокойная, срок службы длительный. Передача реверсивная.

2. Кинематический расчет привода

.        Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора

.        Определяем КПД редуктора. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, т. е. двух пар подшипников качения и зубчатой передачи. Принимая ориентировочно для одной пары подшипников η₁=0,99 и для одной пары зубчатых колес η₂=0,98 получаем общий КПД редуктора

η = η_ı² η₂ =0,99² · 0,98 ·0,95 =0,91%

. Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:

Р₁=Р₂/η=5,3/0,91=5,82 кВт.

4.      Выбираем электродвигатель. По табл.П61 принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4A132М6У3. для которого n₁ = n_э=965 мин^-1 -расчетная частота вращения; Р_э = 7,5 кВт.

5.      Определяем передаточное отношение редуктора:

i = n₁/п₂ = 965/480 = 2,01 = и.

6.      Вычисляем вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора

Т₁=P₁n₁ = 5,82 ·10³/965 = 57,6 Н·м.

3. Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений

. Используя таблицы П21 и П28 назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:

нормализация-для колеса,

улучшение-для шестерни.

. Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам

 =  и  =

для колеса- по табл. П28, для стали 45, нормализация,

НВ180...220:

 = 420 МПа,_H0 =10⁷.

 = 110 МПа для реверсивной передачи,

N_F0 = 4·I0⁶

для шестерни -улучшение,

НВ240...280:

 = 600 МПа,

N _H0= 1,5·10⁷,

 = 130 МПа для реверсивной передачи,

N_F0=4· I0⁶

Назначая ресурс передачи t_ч 10⁴ ч, находим число циклов перемены напряжений ;

N_HE=N_FE=60t_ч ·n₂ 60·10⁴· 480=28,8·10⁷.

Так как N_HE>N_H0 и N_FE > N_F0, то значения коэффициентов долговечности

K_HL= 1 и K_FL =1.

Итак, допускаемые напряжения:

для колеса =· K_HL ·= 420 · 1 = 420 МПа,

=· K_FL ·= 110 · 1 = 110 МПа,

для шестерни =· K_HL ·= 600 · 1 = 600 МПа,

=· K_FL ·= 130 · 1 = 130 МПа,

4. Определение параметров передачи

.Найдем значения коэффициентов для определения межосевого расстояния K_A =4250- для стальных косозубых колес; табл. П22 коэффициенты ширины колеса

Ψ_ba = 0,2...0,8. Принимаем = 0,4

Получаем Ψ_ba = 0,5 Ψ_ba (u+1) =0,5·0,4 (2,01+1) = 0,602

по табл. П25 K_HB 1,01.

Итак, межосевое расстояние

≥K_a(u+1)· = 4250(2,01+1)=

128·10²  128·10² =94,72

По СТ СЭВ 229-75 принимаем =100 мм.

2.По эмпирическому соотношению определяем нормальный модуль:

т_п = (0,01...0,02) a_w = (0,01...0,02) 100 = (1,...2) мм.

По СТ СЭВ 310-76, табл. П23

принимаем m_n = 1,5 мм.

3. Назначаем угол наклона линии зуба  и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений  = 8...20° принимаем β = 10°. Используя формулу, получаем

Z₁ = 2а _ω cos β/[m_n (u+1) ] = 2 · 100 · cos 10°/ [1,5 (2.01 + 1) ] = 2·100·0,9848/4.515=43,6

принимаем Z₁ = 44. Тогда

z₂ = uz₁ = 2.01·44= 88,44

4.Уточняем передаточное число, частоту вращения, угловую скорость тихоходного (ведомого) вала и угол наклона линии зуба:

и - z₂/z₁ = 88/44 = 2-стандартное;

n₂ = п ₁ /и = 965/2 = 482,5 мин^-1; ω₂ = πn₂/30 = 50,5рад/с.

Из формулы

a_w = m_nz₁ (u + 1)/(2 cos β) получаем

cos β = m_nz₁ (u +1)/(2а_ω) = 1,5 · 44 (2 +1)/(2 ·100) = 0,99000

β = 8°6'.

.Определяем размер окружного модуля m_t=m_n/cosβ=1,5/cos 8°6'=1.5/0,990 = 1,5152 мм.

находим делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:

d₁ = m_t Z₁ =1,5152·44 = 66,67 мм;

d₂ = m_t Z₂ =1,5152·88=133,33 мм;

d_a1= d₁ + 2m_n = 66,67+2·1,5=69,67 мм._a2 = d₂ + 2m_n=133,33+3=136,33 мм.

d_f1= d₁-2,5m_n = 66,67-3,75=62,92

d_f2 = d₂-2,5m_n =133,33-3,75=129,58

уточняем межосевое расстояние:

a_ω = (d_l+d₂)/2=(66,67+133,33)/2= 100мм.

. Определяем ширину венца зубчатых колес:

b = ψ_aa_ω = 0,4·100 =40 мм,

принимаем b₂₌40 мм для колеса, b₁ = 43 мм для шестерни.

5. Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

. Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи:

v = πn₁d₁/60 = π· 965 · 66.7 ·10^-3/60 = 3,36 м/с.

Табл. 2 рекомендует 9-ю степень точности передачи:

v < 4 м/с, однако для уменьшения динамической нагрузки на зубья примем 8-ю степень точности.

Вычисляем силы, действующие в зацеплении:

окружная сила

F_t = Р₁/v ³H

осевая сила

F_a = F_t tg β = 1,73 ·10³ tg 8°6' = 247,7

радиальная (распорная) сила

F_r=F_tF_t=1,73 =0,636 ³H

6. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев

Определяем коэффициенты, входящие в уравнение

Z_H  1,74 табл. 3 при β = 8°6’

Z_M =274·10³ Па^1/2 табл. П22

Z_ε = ==0,73

так как

ε_β= b₂sinβ/(πm_n)=40·sin 8°6’/(π·1,5)= 8,4 > 0,9,

ε_α (1,88-3,2 (1/z₁ + l/z₂)] cos β = [1,88-3,2 (1/44+ 1/88)]8°6' = [1,88-3,2 (0,022+0,011)] 0,99= 1,85;

К_Hβ = 1,01 (по табл. П25),

K_HV= l,04 (по табл. П26),

К_Hα=1,06 (по табл. П24) (табличные значения коэффициентов получены с помощью интерполирования),

Коэффициент нагрузки

Кн=К_на·К_нβ ·К_нv = 1,06·1,01·1,04=1,11.

Проверяем контактную выносливость зубьев:

δ_H=Z_H·Z_MZε=1,74·274·10³·0,73

348034,8=348034·1,039=361,6·10³ δ_Hp =420 МПа.

Определяем коэффициент нагрузки

коэффициенты, входящие в уравнение

К_Fα =0,91

K_Fβ=1,05 (по табл. П25),

K_Fv=1,02 (по табл. П26).

K_F= К_Fα· K_Fβ ·K_Fv = 0,91·1,05·1,02=0,97.

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z^´ _v = Z₁/cos³ β = 44/0.99³ = 45,36;

Z” v = Z₂/cos³ β = 88/0,99³ = 90,7.

По табл. П27, интерполируя, определяем коэффициент формы зуба

шестерни Y´_FP 3,44 при Z_v´ = 45

и колеса Y'_f  3,74 при Z_v^”= 91.

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

δ^´ _FP /Y^I _F =130/3,44 = 37,79 МПа, шестерня

δ” _FP /Y^II _f = 110/3,74 = 29,41 МПа. колесо

Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнить для зубьев колеса.

Значение коэффициента Y_β найдем с помощью формулы

Y_β = 1 - β°/140° = 1 - 8°6'/140° = 1- 0,057 = 0,943.

По уравнению (111) проверяем выносливость зубьев при изгибе:

δ_F===106,52 МПа  δ” _FP

7. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары

Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес и др.), диаметр внутреннего кольца и ширина подшипника зависят от диаметра вала. Обычно вначале определяют диаметр выходного конца вала, а затем, учитывая конструктивные особенности, назначают диаметры посадочных мест для зубчатых колес и подшипников. Для последующего выполнения уточненного расчета вала надо установить расстояния между точками приложения сил (активных и реактивных) на оси вала, определить реакции подшипников, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. В нашем случае известны только активные силы, действующие на валы со стороны зубчатого зацепления.

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям [τ_к]=20...40 МПа.

1.Для ведущего (быстроходного) вала редуктора при [τ_к]'=25МПа из уравнения прочности

τ_к = Т/W_р=16T₁/(πd³) [τ_к]',

получаем

d =  = ==2,27·

В соответствии с рядом R_a40 (СТ СЭВ 514-77,) принимаем

d_в1=25 мм.

В случае применения стандартной муфты разница между диаметрами соединяемых валов не должна превышать 20... 25%.

Диаметр вала запроектированного электродвигателя 4A132М6У3 равен 38 м.м (Табл. П62) и, следовательно, ориентироваться на стандартную муфту нельзя.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники

Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение

 = 28 мм (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1...3мм для упора торца втулки полумуфты);

диаметр вала под подшипник =35 мм.

Диаметр  примем равным 44 мм, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки ориентировочно назначаемого конического роликоподшипника средней серии.

Так как диаметр впадин шестерни d_f1=62,95 мм. незначительно превышает диаметр вала под подшипник

 = 35 мм, то, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

Для ведомого (тихоходного) вала редуктора при

Т₂ = iT₁ = 2· 57,6 = 115,2 Н·м без учета КПД передачи

d =  = = =3,12 мм.