Расчет и проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

Учреждение образования

Белорусский государственный университет транспорта

Кафедра «Техническая физика и теоретическая механика»

Расчётно – графическая работа №2

по дисциплине «Прикладная механика»

«Расчет и проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора»

Вариант 09

Проверил ст. преподаватель

Выполнил студент гр. УК-22

2008

Содержание:

Задание. 3

1 Определение основных параметров редуктора. 4

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. 5

2.1 Выбор материалов для изготовления деталей редуктора. 5

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений. 5

3 Определение геометрических параметров зубчатых колес. 7

3.1 Расчёт межосевого расстояния. 7

3.2 Определение геометрических параметров зубчатых колёс. 9

4 Проверочный расчёт на прочность по контактным напряжениям.. 11

5 Расчет валов и Выбор подшипников. 13

6 Выбор посадок и расчёт допусков гладких цилиндрических соединений. 15

Литература. 17

Приложение А Эскизная компановка

Задание

Мощность на ведомом валу редуктора  кВт;

частота вращения на ведомом валу  об/мин;

передаточное отношение ;

зацепление –косозубое;

редуктор с горизонтальным расположением колёс:

1Определение основных параметров редуктора

Частота вращения ведущего вала редуктора:

об/мин

Потребная мощность электродвигателя:

,

где  - коэффициент полезного действия (КПД) передачи.

Коэффициент полезного действия передачи определяется по формуле

,

где  – КПД зубчатой передачи. Принимается ;

 – КПД одной пары подшипников. Принимается .

, Вт.

По каталогу электродвигателей выбираем двигательасинхронныйтрёхфаэный закрытого обдуваемого исполнения с короткозамкнутым ротором серии АО2-61-6. Фактическая частота вращения электродвигателя965 об/мин, мощность 10 кВт.

Допускается отклонение действительной частоты вращения ротора от потребной не более 4%.

 - условие выполняется.

Угловые скорости валов:

 рад/с,  рад/с.

     Крутящие моменты на валах редуктора:

         Н∙м,  Н∙м.

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.1 Выбор материалов для изготовления деталей редуктора

Для изготовления шестерни выбираем сталь Ст 45 нормализованную  с твёрдостью 240 HB, пределом прочности =750 МПа, пределом текучести = 450 МПа. Для изготовления колеса принимаем сталь Ст 40 улучшенную с твёрдостью 228 HB, пределом прочности = 700 МПа, пределом текучести = 450 МПа. При таком выборе материалов шестерни и колеса обеспечивается выполнение условия .

Для изготовления валов принимаем сталь Ст 45 нормализованную, предел прочности = 750 МПа, предел текучести = 450 МПа.

Для изготовления деталей корпуса редуктора выбираем серый чугун марки СЧ15, обладающий хорошими литейными свойствами.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Величина допускаемого контактного напряжения определяется по формуле:

,

где  – предел контактной выносливости поверхности зубьев. Для зубчатых колёс при HB £ 350 МПа;

 – коэффициент безопасности;

– коэффициент долговечности.

В качестве расчетного принимается среднее значение допускаемого напряжения по условию:

,

где  - допускаемое контактное напряжение зубьев шестерни, МПа;

  - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, МПа.

Пределы контактной выносливости материалов шестерни и колеса:

 МПа,

 МПа.

Зубья шестерни и колеса будут иметь однородную по всему объему структуру (термообработка – улучшение), поэтому принимаем коэффициент безопасности S_H=1,1. Редуктор рассчитывается на 30000 часов работы при постоянной нагрузке, в этом случае коэффициент долговечности К_НL=1.

Допускаемые контактные напряжения материалов шестерни и колеса:

 МПа,  МПа.

Расчётное допускаемое контактное напряжение

 МПа.

Принимаем =597,75 МПа.

3 Определение геометрических параметров зубчатых колес

3.1 Расчёт межосевого расстояния

В современной методике расчета из двух напряжений  (контактное) и  (изгиба) в качестве основного принято контактное напряжение, так как в пределах заданных габаритов колес контактные напряжения остаются постоянными, а напряжения изгиба можно уменьшать путем изменения модуля. Из условия прочности зубьев по контактным напряжениям определяется величина межосевого расстояния по формуле:

,

где k  – постоянный коэффициент;

u – передаточное отношение;

E_пр – приведенный модуль упругости материалов шестерни и колеса ,МПа;

T₂  – крутящий момент на выходном валу, Н×м;

 – коэффициент концентраций нагрузки при расчётах по контактным напряжениям;

 – коэффициент зависимости ширины колеса от величины межосевого расстояния;

 –  допускаемое контактное напряжение.

Приведенный модуль упругости материалов шестерни и колеса Е_пр определяется по формуле , где Е₁ и Е₂ – модули упругости материалов шестерни и колеса. Так как в качестве материала для изготовления и шестерни и колеса принята сталь с модулем упругости Е=2,1∙10⁵ МПа, то Е_пр=2,1∙10⁵ МПа.

Концентрация нагрузки происходит вследствие изгиба или перекоса валов, в результате чего зубья колес контактируют не по всей длине. Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям  определяется по графику, составленному на основе практики эксплуатации зубчатых колёс, при помощи  - коэффициента зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра шестерни (). При проектном расчёте коэффициент зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра шестерни определяется по формуле:

,

где  - коэффициент зависимости ширины колеса от величины межосевого расстояния (). Принимается в пределах =0,3…0,5.

Для косозубого зацепления k=0,75, для стальных зубчатых колес