Редуктор цилиндрический прямозубый

 

Барановичский технологический колледж 
 
 
 
 
 

           Редуктор цилиндрический прямозубый 
 

                           Курсовой проект 

                                           по деталям машин  
 

                                   РКП.26.25.0000.00.00.ПЗ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

          Разработал                        
 
 

         Проверил                         Слесарчук В.А. 
 
 

                                                     
 
 
 
 

2010

 

    

Содержание 
 

    Введение …………………………………………………………………………….…….….3

 1. Кинематический расчет привода……………………………………………………......4

 2. Расчет зубчатой передачи редуктора ………………………………………………….5

3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников…………….....… ..9

 4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора…………..10

5. Проверочный расчет валов……………...............……………………………………….11

6.Подбор и расчет шпоночных соединений…………………………………………….16

 7. Проверочные расчеты долговечности подшипников……………………………  17

8. Выбор муфты……………………………………………………………………………......18

9. Выбор сорта масла………………………………………………………………………....19

10. Выбор посадок для установки деталей редуктора ……………….….....................20

11. Сборка редуктора………………………………………………………………………….21

    Литература…………………………………………………………………………………....23 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

Исходные данные для проектирования:

      Р₂ = 0,8 кВт;    n₂ = 220 мин^-1.

      Нагрузка  реверсивная спокойная.

      Режим 3-х сменный. Работа в складе без  отопления.

      Расчет 

      I. Выбор электродвигателя  и кинематический  расчет.

     1. Вычерчиваем кинематическую схему  проектируемого редуктора (рис. 1). 
 
 
 
 
 
 
 

     1 – электродвигатель; 2 – упругая  муфта; 3 – конический редуктор. 

     2. Определяем КПД редуктора.

     Общий КПД редуктора равен произведению КПД  последовательно соединенных подвижных звеньев: двух пар подшипников и зубчатой пары. Принимая для одной пары подшипников качения ₁ = 0,99 и для одной пары зубчатых колес ₂ = 0,97, ориентировочно получаем

= ₂ = 0,99² ´ 0,97 = 0,95 

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

Р₁ = Р₂/

= 0,8/0,95 = 0,84 кВт.

     4. Выбираем электродвигатель. По табл. П61 принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А80В6УЗ для которого ₁ = ₃ = 930 мин^-1;  Р_э = 1,1 кВт 

     5. По формуле (16) определяем периодичное  отношение редуктора:

     i = n₁/n₂ = 930/220 = 4,23 = 4

     Назначаем стандартное 4. 

     6. Вычисляем вращающий момент на  ведущем валу редуктора:

     Т₁ = 9,55 Р₁/n₁ = 9,55 ´ 0,84 ´ 10³/930 = 8,6 Н´м. 

     7. Уточняем частоту вращения тихоходного  вала, Р₁ и Р₂:

     n₂ = n₁/i = 930/4 = 232,5 мин^-1;

     Р₁ = Т₁n₁/9,55 = 8,6 ´ 930/9,55 = 0,84 ´ 10³ Вт = 0,84 кВт < Р_э;

     Р₂ = Р₁ = 0,95 ´ 0,84 = 0,8 кВт. 

     II. Выбор марки материала  и назначение химико-термической  обработки зубьев; определение допускаемых напряжений.

     Используя табл. П21 и П28; назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45, термообработка – нормализация (НВ 180…220) для колеса и улучшения (НВ 240…280) для шестерни.

     Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам (98) – (101). По табл. П28 для стали 45 НВ180…220: s⁰_НР = 420 МПа, N_Н0 = 10⁷, s⁰_FP = 110 МПа (передача реверсивная), N_F0 = 4 ´ 10⁶ – для колеса; для стали НВ 240…280: s⁰_НР = 600 МПа, N_Н0 = 1,5  ´ 10⁷, s⁰_FP = 130 МПа (передача реверсивная), N_F0 = 4 ´ 10⁶ – для шестерни. Назначаем ресурс передачи t₄ > 10⁴ ч и по формуле (100) находим число циклов перемены напряжений:

     N_НE = N_FE = 60t_чn₂ > 60 ´ 10⁴ ´ 220 = 13,2 ´ 10⁷.

     Так как N_НЕ > N_Н0  и N_FЕ > N_F0 , то значения коэффициентов долговечности K_HL = 1 и K_FL = 1.

     Допускаемые напряжения: для колеса

     s¢¢_НР = s⁰_НР K_HL = 420 ´ 1 = 420 МПа;

     s¢¢_FР = s⁰_FР K_FL = 100 ´ 1 = 100 МПа;

     для шестерни:

     s¢_НР = s⁰_НР K_HL = 600 ´ 1 = 600 МПа;

     s¢_FР = s⁰_FР K_FL = 130 ´ 1 = 130 МПа.

     III. Вычисление параметров  передачи, назначение  степени      и определение сил, действующих в зацеплении.

     1. Определяем значение коэффициента, входящих в формулу (124): k_be = b/R_e = 0,285;  k_beи/(2 – k_be) = 0,285 ´ 4/(2 ´ 0,285) = 0,66 и по табл. П29 K_Нb = 1,23

     d_e1 > = = 0,066 м

     принимаем d = 70 мм.

     2. Определяем число зубьев и  находим внешний окружной модуль

     Из z₁ = 18...30 принимаем z₁ = 24;  z₂ = и ´ z₁ = 4 ´ 24 = 96. Следовательно m_te = d_e1/z₁ = 70/24 = 2,9 мм

     принимаем по табл. П23.  m_te = 3 мм.

     3. Находим углы делительных конусов  шестерни и колеса:

     d₂ = arc tg и = arc tg 4 = 75°57¢;

     d₁ = 90° – d₂ = 90° – 75°57¢ = 14°3¢.

     4. По формуле (116) находим внешнее  конусное расстояние:

     R_е = 0,5 m_tez₁ = 0,5  ´ 3 ´ 24 = 155 мм

     5. Определяем ширину венца зуба, вычисляем среднее конусное расстояние и уточняем значение k_be

     b = k_beR_e = 0,285 ´ 155 = 44 мм;

     R_m = R_e – b/2 = 155 – 44/2 = 133 мм;

     k_be = b/R_e = 44/155 = 0,28, что соответствует 0,25 < k_be < 0,3.

     6. По формуле (115) находим значение  термального модуля по середине ширины венца

     m_tm = m_te – (b/z₁) sin d₁ = 3 – (44/24) ´ sin 14°3¢ = 2,55 мм.

     7. По формулам (114, 118, 119) вычисляем внешний  делительный диаметр, средний делительный диаметр, диаметры вершин и впадин зубьев шестерни и колеса:

     а) для шестерни

     d_m1 = m_tm z₁ = 2,55 ´ 2,4 = 61,2 мм;

     d_e1 = m_te z₁ = 3 ´ 24 = 72 мм;

     d_ae1 = d_e1 + 2m_te cos ₁ = 77,8 мм;

     d_fe1 = d_e1 – 2,4m_te cos ₁ = 65 мм.

     б) для колеса

     d_m2 = m_tm z₂ = 2,55 ´ 96 = 244,8 мм;

     d_e2 = m_te z₂ = 3 ´ 96 = 288 мм;

     d_ae2 = d_e2 + 2m_te cos ₂ = 288 + 2 ´ 3 ´ сos 75°57¢ = 289,5 мм;

     d_fe2 = d_e2 – 2,4m_te cos ₂ = 288 – 2,4 ´ 3 сos 75°57¢ = 286,2 мм;

     8. Вычисляем скорость точки для  окружности среднего делительного  диаметра шестерни и назначаем степень точности передачи: