Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ  И НАУКИ                           РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

НИЖНЕТАГИЛЬСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ  СОЦИАЛЬНО-ПЕДАГОГИЧЕСКАЯ АКАДЕМИЯ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Курсовая работа

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Нижний Тагил

2011

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Исходные данные:

Р₁ = 7,0 кВт

n1=735 об/мин

 n2=145 об/мин

Электродвигатель АО 63-8

 

Схема редуктора №22

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РЕДУКТОРА

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают так же устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют  либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту  на выходном валу) и передаточному  числу без указания конкретного  назначения.

Проектируемый редуктор – одноступенчатый. Зубчатая передача – цилиндрическая косозубая. Оси валов расположены вертикально.

В редукторе два вала: ведущий и ведомый. Валы закреплены в корпусе с помощью шариковых  радиальных однорядных подшипников. Валы ступенчатые, выступающие за корпус редуктора для крепления на них других узлов привода.

Подшипники воспринимают как радиальные, так и не значительные осевые нагрузки. На валах установлено  по паре подшипников.

 

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

КПД пары цилиндрических зубчатых колес  h₁  = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, h₂ = 0,99.

Общий КПД привода

h = h₁*h₂² = 0,98*0,99² = 0,96.

По условию: электродвигатель АО 63-8 с частотой вращения n1=735 об/мин и мощностью Р₁ = 7,0 кВт.

 

Мощность на выходном валу редуктора 

Р2=Р1*h          Р2=7,0*0,96 = 6,723 кВт

 

Угловые скорости валов редуктора

w₁ = pn₁ / 30     w₁ = 3,14*735 / 30 = 76,93 рад/с

w₂ = pn₂ / 30     w₂ = 3,14*145 / 30 = 15,18 рад/с

 

Передаточное  число редуктора

u = n ₁ / n ₂

u = 735 / 145 =5,069

По ГОСТ 2185-66 принимаем передаточное число u = 5

 

Вращающий момент на валу шестерни

Т₁=P_{1 *} 10³/ w₁                  Т₁= 7,0*10³ / 76,93 = 90,99 Нм

На валу колеса

Т₂= Т₁*u*h              Т₂= 90,99*5*0,96= 436,75 Нм

 

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС  РЕДУКТОРА

Материалы:

• для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230;
• для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.

Предел контактной выносливости при базовом числе  циклов для углеродистой стали с  твердостью поверхностей зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением) по таблице 4,5 (Березовский Ю.Н.):

σ_{н lim Ь1} = 2НВ₁+ 70              σ_{н lim Ь1} = 2*230 + 70 = 530 МПа

σ_{н lim Ь2} = 2НВ₂+ 70              σ_{н lim Ь2} = 2*200 + 70 = 470 МПа

Принимаем К_нL — коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора К_НL =1; коэффициент безопасности S_н = 1,10.

Допускаемые контактные напряжения:

• для шестерни

   [σ_н] =σ_{н lim Ь1} К_нL / S_н                 [σ_н] = 530*1 / 1,1 = 482 МПа

• для колеса

[σ_н] =σ_{н lim Ь2} К_нL / S_н                 [σ_н] = 470*1 / 1,1 = 427 МПа

Тогда расчетное  допускаемое контактное напряжение

[σ_н] = 0,45([σ_н1] + [σ_н2])             [σ_н] = 0,45*(482+427) = 409 МПа.

Требуемое условие [σ_н] < 1,25[σ_н2] выполнено. 

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

а_W = K_а(u + 1)*³ÖT₁K_н /[σ_н]² uY_ba

Принимаем для  косозубых колес при симметричном расположении коэффициент ширины венца  колеса Y_ba= 0,4.  

Для косозубых  передач коэффициент K_а = 410

а_W = 410* (5+ 1)*³Ö90,99*1,743 /409²  *5*0,4 =191,88 мм

Берем межосевое расстояние по ГОСТ 2185–66 а_W=200 мм.

Нормальный  модуль зацепления принимаем по следующей  рекомендации:

m_n = (0,01 — 0,02)  а_W = (0,01 — 0,02)*200 = 2-4 мм;

Принимаем по ГОСТ 9563 — 60  m_n = 3 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев b = 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

z₁ = 2а_W cosb/m_n(u+1)        z₁ = 2*200*0,9848 / 3*(5+1) = 21,88

Примем z₁ = 22, тогда

z₂ = z_1* u           z₂ =22*5=110 

Уточненное значение угла наклона зубьев

Cosb =(z₁+z₂)m_n/2а_W                      Cosb =(22+110) *3 /2*200 = 0,9900

b = 8°10'

Основные размеры  шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d₁= m_nz₁/Cosb        d₁= 3*22/0,9900 = 66,(6) мм;

            d₂= m_nz₂/Cosb       d₂= 3*110/0,9900=333,(3) мм;

Проверка: а_W= (d₁+d₂)/2 =(66,667+333,333)/2 = 200 мм;

диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁+ 2m_n           d_a1 = 66,667+2*3=72,667 мм;

d_a2 = d₂+ 2m_n              d_a2= 333,333+2*3=339,333 мм;

Ширина колеса

b₂ = Y_baa_W = 0,4*200 = 80 мм

Ширина  шестерни

b₁ = b₂+ 3..5мм        b₁ =80+5= 85 мм.

Коэффициент ширины шестерни. по диаметру:

Y_bd = b₁/d₁            Y_bd =85/66,667=1,275

Окружная скорость колес и степень точности передачи

V= w₁d₁/2*10³       V =76,93*66,667/2*10³ = 2,56 м/с

  При такой скорости для косозубых колес следует принять 9-ю степень точности

   Коэффициент нагрузки при НВ ≤ 350:

К_н=К_нβ+К_нα+К_нν

Для косозубых  передач:

• К_нα =1+С(n_ст-5)   при условии 1≤К_нα≤1,6   

 К_нα =1+0,25*(9-5)=2, что не соответствует условию. Примем К_нα=1,6

• K_нβ  = 1 + (K_нβ⁰ - 1) K_w                  K_нβ = 1 + (1,07 - 1)*0.4 = 1,028
• К_нν =1,06   

К_н = 1,028*1,6*1,06=1,743

Проверка контактных напряжений

σ_н=270/а_WÖT₂K_н (u+1)³/b₂u²

σ_н = 270/200*Ö436,75*10³*1,743*(5+1)³ /80*25 = 387,089 МПа < [σ_н]=409МПа

Силы, действующие  в зацеплении:

окружная 

F_t =2*10³T₁/d₁                  F_t = 2*90,99 *10³/66,667= 2729,69 Н

радиальная 

F_r = F_ttga/cosb           F_r = 2729,69*tg20°/cos8°10' =1003,64 Н

осевая

F_а = F_ttgb               F_а = 2729,69*tg8°10'=388,49 Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

• Эквивалентное число зубьев:

шестерни   z_ν1=z₁/cos³β          z_ν1=22/0,9704=22,67≈23

колеса        z_ν2=z₂/cos³β          z_ν2=110/0,9704=113,36≈113

• Коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений при коэффициенте смещения x=0:

шестерни  Y_Fs1=3,91

колеса       Y_Fs2=3,59

• Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_β=1-β/100°       Y_β=1-8,10/100°=0,919

Условие Y_β≥0,7 выполнено

• Для косозубых колес коэффициент  Y_ε=0,65 
• K_F=K_AK_FβK_FνK_Fα    K_F=1*1,0246*1,12*1,6=1,836
• Допускаемые напряжения [σ_F] = σ_{Flim b} /[S_F]

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ < 350 σ_{Flim b}=1,8

σ_{Flim b1}=1,8*230=415         σ_{Flim b2}=1,8*200=360

Коэффициент запаса прочности [S_F]=1,7

для шестерни [σ_F1] = 415/1,7=244,12 МПа

для колеса [σ_F2] = 360/1,7=211,76 МПа

Колесо   σ_F2 = F_tK_FY_Fs2Y_bY_ε /b₂m_{n £}[σ_F]

σ_F2 = 2729,69*1,836*3,59*0,919*0,65/80*3=44,78 МПа ≤ [σ_F2] = 211,76 МПа

Шестерня  σ_F1 = σ_F2 Y_Fs1/Y_Fs2

σ_F1 = 44,78*3,91/3,59= 48,77 МПа ≤ [σ_F1] = 244,12 МПа

u	5
Т1	90,99 Нм
Т2	436,75 Нм
аW	200 мм
mn	3 мм
z1	22
z2	110
b	8°10'
d1	66,(6) мм
d2	333,(3) мм;
da1	72,667 мм
da2	339,333 мм;
b1	85 мм
b2	80 мм
V	2,56 м/с
σн	387,089 МПа
Ft	2729,69 Н
Fr	1003,64 Н
Fа	388,49 Н

 

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного  конца при допускаемом напряжении на кручение [τ_К] = 25 Н/мм²

d_b1 = 10* ³ÖT₁/(0,2[τ_К])      d_b1 =  10*³Ö90,99/0,2*25= 26,30 мм.

По ГОСТ 6636-69 примем d_b1 =  28 мм

Диаметр вала под  подшипники

d_n1= d_b1 +(5...10)            d_n1= 28+7=35 мм

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Так как вал  редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора  d_b2 и вала d_¶в. У подобранного электродвигателя. диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем d_¶в= 42 мм. По ГОСТу 21425-93 муфту примем жесткую упругую втулочно-пальцевую.

Отверстие, мм		Габаритные  размеры, мм		Смещение осей валов, не более
d	lцил	L	D	ΔΣ, мм	νΣ
28	42	89	120	0,3	1о30’

 

Ведомый вал:

d_b2 = 10* ³ÖT₂/(0,2[τ_К])      d_b2 =  10*³Ö436,75/0,2*25= 44,37 мм.

По ГОСТ 6636-69 примем d_b2 =  45 мм

Диаметр вала под  подшипники

d_n2= d_b2 +(5...10)            d_n2= 45+5=50 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом 

d_k2= d_n2+(5...10)            d_k2= 50+5=55 мм

 

 

 

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений  шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360 — 78, материал шпонок —  сталь 45 нормализованная.

Диаметр вала d, мм	Сечение шпонки, мм		Глубина паза, мм
	b	h	Вала t1	Отверстия t2
55	16	10	6	4,3

      

Так как редуктор косозубый цилиндрический устанавливаем радиальные шарикоподшипники легкой серии (ГОСТ 8338-75).