Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора с клиниременным приводом (мощность выходного вала привода - 6,4 кВт, частота вращения выходного вала привода 110 об/мин)

 Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образование

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Специальность 2-36.01.01

“Технология машиностроения”

Специализация 2-36.01.01.31

“Технология обработки материалов

на станках и автоматических линия”

Группа ТОМ-31

КУРСАВОЙ ПРОЕКТ

по предмету: Техническая механика” Детали машин”

по теме: Спроектировать одноступенчатый цилиндрический

  косозубый редуктор с клиниременным приводом

КП.ТСД.9904.00.000

Разработал:                                                                                   

Руководитель проекта:                                                                 

Гомель, 2006

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждения образования

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Пояснительная записка

к курсовому проекту

КП.9904.00.ПЗ

Разработал:                                                                                     

Руководитель проекта:                                                                 

Гомель, 2006

Введение

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения, поэтому число разновидностей их  велико.

Чтобы уменьшить габариты привода и улучшить его внешний вид, в машиностроение широко применяют мотор-редукторы, представляющие агрегат, в котором объединены электродвигатель и редуктор.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройство для смазывания зацеплений и подшипников или устройство для охлаждения.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1.1 Кинематическая схема двигателя.

Мощность выходного вала привода Р_вых=6,4 кВт

Частота вращения выходного вала привода n_вых=110 мин^-1

1.2 Определяем общий КПД привода

h_общ.=h_опh_зп h_пк²,

Значения КПД выбираются по таблице 2.2 [4,c.40]

h_оп=0.95,   h_зп=0.96,   h_пк=0.99

h_общ.=0.95х0,96х0,99²=0,89385

1.3 Определяем требуемую мощность двигателя

Р_дв= Р_вых/h_общ.=6,4/0,89385=7,16 кВт

1.4 Принимаем электродвигатель по таблице П61 [2]

тип: 4А132S4У3;  Р_ном= 7,5кВт;  n_ном=1440 мин^-1

1.5 Определяем общее передаточное число привода

U_общ= n_ном/n_вых=965/120=8,04

1.6 Определяем передаточные числа ступеней привода

U= U_опx U_зп

где     U_зп  - передаточное число зубчатой передачи  таблица 2.3[4, c. 43]

U_оп: - передаточное число ременной передачи  таблица 2.3[4, c. 43]

Принимаем: U_зп=3,15

U_оп=2,54

1.7 Определяем частоту вращения валов

n₁=n_ном= 1440 мин^-1,

n₂₌ n₁/ U_оп= 1440/2,54=566,93 мин^-1,

n₃= n₂/ U_зп= 566,93/3,15=180мин^-1,

1.8 Определяем угловые скорости валов:

w₁=

w₂=

w₃=

1.9 Определяем мощность на валах

Р₁= Р_дв= 7,16кВт

Р₂= Р₁h_опh_пк=7,16х0,95х0,99=6,734 кВт

Р₃= Р₂h_зпh_пк= 6,734х0,96х0,99= 6,4 кВт

1.10 Определяем вращающие моменты:

Т₁= 9,55Р₁х10³/n₁= 9,55х7,16х10³/1440= 47,503Нм

Т₂= 9,55Р₂х10³/n₂= 9,55х6,734х10³/566,93= 113,484Нм

Т₃= 9,55Р₃х10³/n₃= 9,55х6,4х10³/180= 339,74Нм

1.11 Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода

2 РАСЧЕТ КЛАНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

1.  Передаточное число ременной передачи U=2,54                        

2.  Угловая скорость ведущего вала w₁=150,72 с^-1

3.  Мощность на ведущем валу Р₁=7,16 кВт

2.1 Принимаем сечение клинового ремня по рис.19,2[1,с260] в зависимости от пердаваемой мощности Р₁ и угловой скорости w₁ : клиновой ремень нормального сечения: Б

Для принятого сечения ремня:

площадь сечения А=138мм²

высота сечения ремня h=10,5мм

2.2 По таблице 1,93[1,с264] принимаем диаметр ведущего шкива

d₁=140 мм

2.3 Определяем диаметр ведомого шкива

d₂=d₁U(1- e) = 140x2,01(1- 0.015) = 277 мм где  e = 0.015 – коэффициент скольжения

Принимаем d₂=280 мм, таблица 19,2[1,с260]

2.4 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонения D от заданного:

U_ф=,

1,33%£5%

2.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а= 0,55(d₂+d₁)+h = 0,55х(355+140)+105 = 282,75 мм

2.6 Определяем расчетную длину ремня

Принимаем l=1400мм , таб. 1,91[1, c.263]

2.7 Определяем межосевое расстояние при окончательно принятой длине ремня

где ∆₁=l-0.5π(d1+d2)=1400-0.5х3,14(140+355)=822мм

∆₂=0.25(d2-d1)²=0,25(355-140)²=11556,2мм

2.8 Определяем угол обхвата ремнем малого шкива

2.9 Определяем скорость ремня

2.10Определяем частоту пробегов ремня

u/lx10^-3= 10,550/1400 x 10^-3=7,53c^-1£ [U] = 30 c^-1

2.11Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем

[Р_n]= [Р_o] С_а С_l С_P C_Z=2,7х0,89х0,89х0,9х0,9=1,732кВт где  [Р_o]=2,7кВт – допускаемая приведенная мощность передаваемая одним                ремнем, таб. 19,3[1,с264]

С_а =0,89 коэффициент угла обхвата a₁,таб. 19,3[1,с264]

С_l=0,89 коэффициент длины [1,с266] 

С_р=0,9 коэффициент динамической нагрузки [1,с257]

С_Z=0,9 коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте [1,с266]

2.12 Определяем число ремней

Z= P_l/[P_n]=7,16/1,732=4,133<[Z]=5

Принимаем Z=5

2.13 Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня

F_о=

2.14 Определяем силу действующую на валы

F_В = 2 F₀ Zsin(a₁/2) = 2х128,196х5х sin(120/2) =1196,709 Н

2.15 Определяем напряжение растяжения

s₁ = F_l/А = 458.655/138 = 3.323 Н/мм²

2.16 Определяем ширину обода шкива

В=(Z-1)l+2f=(5-1)x19+2x12.5=101мм где  l= 19мм – 7,12[2,с138]

f= 12.5мм – 7,12[2,с138]

3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

1.  Передаточное число зубчатой передачи U=3,15

2.  Угловая скорость ведомого вала w₂=18,83 с^-1

3.  Вращающий момент на валу колеса Т₂= 339,74Нм

3.1 Материалы зубчатой пары:

для шестерни и колеса принимаем одинаковую марку стали: 40Х

Термообработка:

колесо – улучшение до твердости 285 НВ_2ф

шестерня – улучшение + закалка ТВЧ до твердости 47,5 НRC_1ф

Размеры заготовки: диаметр шестерни  D_пред= 125мм, таблица 8.4 [1]

толщина колеса S_пред= 80 мм, таблица 8.4 [1]

3.2 Допускаемые контактные напряжения

[s]_H1= К_HL[s]_H01 = 1x835 = 835 H/мм²

[s]_H2= К_HL[s]_H02 = 1x580 = 580 H/мм²

где   К_HL= 1 – коэффициент долговечности

[s]_H01, [s]_H02 – допускаемые контактные напряжения соответствующие пределу контактной выносливости

[s]_H01= 14 НRC_1ф +170 = 14х47,5+170 = 835 H/мм²

[s]_H02= 1,8 НВ_2ф+67 = 580 H/мм²

принимаем [s]_H= 0,45([s]_H1+[s]_H2) = 0,45х(835+580) = 636,75 H/мм²

проверяем условие [s]_H£ 1,23[s]_H2

                              636,5£ 1,23х580= 713,4 H/мм²

3.3. Допускаемые напряжения изгиба

[s]_F1= К_FL[s]_F01= 1x310 = 310H/мм²

[s]_F2= К_FL[s]_F02= 1x293.55 = 293.55 H/мм²

где  К_FL= 1 – коэфициент  долговечности

[s]_F01, [s]_F02 – допускаемые напряжения изгиба, соответствующие изгибной выносливости

[s]_F01= 310 H/мм²

[s]_F02= 1.03 НВ_2ф = 1.03x285=293,55 H/мм²

3.4 Межосевое расстояние

, мм           

, где  y_а= 0.4 – коэффициент ширины венца

К_НВ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

Принимаем

3.5 Предварительные размеры колеса делительный диаметр

ширина венца колеса b₂=

3.6 Модуль зубьев передачи

Принимаем m= 2,25мм

3.7 Число зубьев колес минимальный угол наклона зубьев

b_min=arcsin(4m/b₂)=arcsin(4х2,25/45)=11,5°

Суммарное число зубьев колес

Фактический угол наклона зубьев

,

Число зубьев шестерни и колеса

,

,

Фактическое передаточное число

U_ф=,

Отклонение %£5%

3.9 Фактические основные размеры передачи

a)Делительные диаметры шестерни и колеса

b)Межосевое расстояние

c)Диаметры вершин шестерни и колеса

d_a1=d₁+2m= 54,857+2x2,25= 59,357мм,

d_a2=d₂+2m=169,145+2x2,25=174,643мм

d)Ширина венца

b₂=y_aa_w=0.4x112=45мм,

b₁₌ b₂+(2…4)=45+2=47мм

3.10 Пригодность заготовок шестерни и колеса:

Диаметр шестерни D_заг= d_a1+6мм= 59,6+6 = 65,6мм£ D_пред=125мм,

Толщина заготовки колеса (колесо с выемками)

S_заг= 0,5b₂ = 0,5х50 = 49£ S_пред=80мм

3.11 Окружная скорость колес

u= w₂d₂10^-3/2 = 18,83x169,143x10^-3/2= 1,5м/с по таблице 8.2 [1] принимаем 9-ю степень точности

3.12. Силы в зацеплении

Окружная сила

F_t=2T₂10³/d₂= 2x339,74х10³/169,143=4017,192H

Радиальная сила

F_r=F_ttga_w/cosb=4017.192xtg20°/cos10°8¢ = 1485,703H

Осевая сила

F_о=F_ttgb=4017,192хtg10°8¢=718,59Н

3.13 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям

где     К_Нb = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине

К_Нv = 1,06 – коэффициент динамической нагрузки

К_Нa = 1,09 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Недогрузка  %£ 10%

3.14 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа зубьев

Z_V1=Z₁/cos³b=24/cos^{3   10}°14¢=26,

Z_V2=Z₂/cos³b=74/cos³10°14¢=78

По таблице 9.3[1] определяем коэффициенты формы зуба У_F1 и У_F2 в зависимости  от Z_V1 и Z_V2

У_F1= 3,9           У_F2= 3,61

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

У_b=1- b/140° = 1-10°14¢/140° =0,927

Расчетные напряжения изгиба

, Н/мм²

где     К_Нb = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине

К_Нv = 1,2 – коэффициент динамической нагрузки

К_Нa = 0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

1.  Вращающий момент на ведущем валу Т₁= 113,484Нм

2.  Вращающий момент на ведомом валу Т₂= 339,74 Нм

4.1 Ведущий вал:

Диаметр выходногоконца вала

, где [t]_K=25МПа – допускаемое напряжение

Принимаем d_в1=30мм

Диаметр вала под подшипник:

d_п1=d_в1+(2…7)=28+5=35мм

Принимаем d_п1=35мм

Диаметр упорного участка вала :

d_d1=d_п1+10=35+10= 45мм

Принимаем d_d1=45мм

Длинна выходного участка вала равна ширине шкива ременной передачи В:

l₁= 101мм

4.2 Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала

, где [t]_K=20МПа – допускаемое напряжение

Принимаем d_в2=45мм

Диаметр вала под подшипник:

d_п2=d_в2+(2…7)=45+2=47мм

Принимаем d_п2=50мм

Диаметр вала под ступицу забчатого колеса:

d_к2=d_п2+(2…7)=50+2=52мм

Принимаем d_к2=52мм

Диаметр упорного буртика:

d_d2=d_к2+10=52+10=62мм

Принимаем d_d2=63мм

Длинна выходного участка вала принимаем из соотношения:

l₁= (1.2…1.5)d_в2= 1,2х45=54мм

Принимаем l₂=55мм

5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

5.1 Конструктивные размеры шестерни:

диаметр вершин          d_а1=59,357мм       диаметр впадин d_f1=d₁-2.5m=54,857-2.5x2,25=117,803мм делительный диаметр d₁=54,157мм ширина зубчатого венца       b₁=47мм

5.2 Конструктивные размеры колеса:

диаметр вершин          d_а2=173,643мм     диаметр впадин d_f2=d₂-2.5m=200,35-2.5x1,75=374,946мм делительный диаметр d₂=169,143мм ширина зубчатого венца       b₂=45мм диаметр ступицы dст=1,6d_к2= 1,6х52=85мм принимаем dст= 64мм длина ступицы l_ст= (1,2…1,5) d_к2=1,2х52 =62,4мм принимаем l_ст=75мм толщина обода d_о= (2,5…4)m=3x2,25=6,75м принимаем d_о= 7мм толщина диска С= 0,3 b₂=0,3х45=13,5=14мм

6 КОНСТРУКТИВННЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

6.1 Толщина стенки корпуса

d= 0,025+1= 0,025х112+ 1=3,8мм принимаем d= 8мм

6.2 Толщина стенки крышки

d₁= 0,02+1= 0,02х112+ 1= 3,24мм принимаем d₁= 8мм

6.3 Толщина верхнего пояса корпуса редуктора в=1,5d=1,5х8= 12мм

6.4 Толщина пояса крышки редуктора в₁=1,5d₁=1,5х8= 12мм

6.5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора р=2,35d=2,35х8= 18,8мм принимаем р= 19мм

6.6 Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

m=0.85d=0.85х8= 6,8мм принимаем m=7мм

6.7 Диаметр фундаментных болтов

d₁=(0.03…0.036) +12=0,03x112+12= 15,75мм принимаем болты с резьбой М16

6.8Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников 

d₂=(0.7…0.75)d₁=0.7x15,36= 10,752мм принимаем болты с резьбой М12

6.9 Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом

d₃=(0.5…0.6) d₁=0,5x15,36=7,68мм принимаем болты с резьбой М8

6.10 Диаметр винтов для крепления крышки подшипника к корпусу

d₄=(0.7…1.4)d= 0,7х8 =5,6мм принимаем d₄=6мм

6.11 Диаметр винтов для крепления крышки смотрового отверстия