Проектирование редуктора с цилиндрической косозубой и цепной передачами

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 17 Февраля 2013 в 12:18, курсовая работа

Краткое описание

Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование: по типу передачи зубчатый; по числу ступеней одноступенчатый; по типу зубчатых колес цилиндрический; цепная передача расположена горизонтально. Назначение редуктора – передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Содержание

Введение………………………………………………………………...…………4
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт ………………………..6
2. Расчёт передач………………………………………………………………….8
2.1. Расчёт цилиндрической косозубой передачи ………………………….....8
2.2. Расчет цепной передачи…………………………………………………..18
3. Предварительный расчёт валов………………………………………………..20
4. Выбор муфт……………………………………………………………………..21
5. Предварительный выбор подшипников………….…………………………...22
6. Эскизная компоновка редуктора………………………………………………23
7. Расчёт элементов корпуса редуктора, геометрических параметров
колеса и звёздочки…………………………………………………………………24
8. Подбор подшипников качения по долговечности. Расчёт валов по эквивалентному моменту……………… …………………………………………………25
9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений……………………...37
10. Выбор посадок, квалитетов точности, шероховатостей поверхностей,
допуска формы и расположения поверхностей ……………………….…………38
11. Расчёт валов на выносливость…………………………………………………40
12. Выбор типа смазки для передачи и подшипников…………………………...42
13. Описание сборки редуктора…………………………………………………...43
14. Регулировка подшипников и зацеплений…………………………………….44
15. Расчёт передач на ЭВМ и сравнительный анализ……………………………45
16. Спецификация…………………………………………………………………..48
Список литературы………………………………………………………………...51

Прикрепленные файлы: 1 файл

курсач.docx

— 752.67 Кб (Скачать документ)

Определяем  геометрические параметры зубчатых колёс. Модуль зацепления:

 

По ГОСТ 9563-60 [6, табл. 5.5]  m = 2.

Предварительный угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев: = 98,5.

Количество  зубьев шестерни:

 

Число зубьев для колеса:

Уточнённое  значение угла наклона зубьев :

 

Определяем  геометрические параметры передачи:

Делительные диаметры:

 

 

 

 

 

Проверка:  

Внешние диаметры колеса и шестерни:

мм;

мм.

Диаметры  окружностей впадин:

мм;

 

Определяем  ширину венца колеса и шестерни:

 

 

Коэффициент ширины шестерни:


Усилие  в зацеплении:

Определяем  окружную силу: Ft =2·T2 /d2 =2·57292∙/151,02 = 758,734 Н.

Определяем радиальную силу:

Fτ = Ft ·tgα/cosβ=758,734·tg20/cos11,478=281,792 Н.

Определяем  осевую силу: Fa= Ft ·tgβ = 3057,19·tg11,478= 154,063 H.

Сделаем проверочный расчёт цилиндрической передачи. Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного σН и допускаемого σНР контактных напряжений [6, с. 48]:

σН  =  σН0 ≤ σНР,

где σН0 – контактное напряжение в полюсе зацепления:

Коэффициент нагрузки KН определяют по зависимости:

KН = KА · KHv · KHβ · KHα,

 

 

где KA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку  [2, табл. 6, с. 15];

KHv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [2, табл. 6, с. 16]:

где ωHv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [2, табл. 6, с. 16].

где δН – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев;


g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

υ – окружная скорость зубчатых колес:  υ = πdi ni /60;

KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач и косозубых при осевом коэффициенте перекрытия εβ ≤ 1, KHα = 1; при εβ > 1[1, табл. 5.9].;

εβ – осевой коэффициент перекрытия: εβ = b2 · sin β / (π · m);

ZE – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; для стальных колес ZE = 190 [2, табл. 6, с. 15];

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [2, табл. 6, с. 15]:

где αt – делительный угол профиля в торцовом сечении: αt = α = 20°;

βb – основной угол наклона для косозубой передачи:

βb = arcsin (sin β · cos 20°) [2, с. 60, табл. 20];

α – угол зацепления, для косозубой передачи без смещения;

tg αt = tg α / cos β;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий [2, с. 15, табл. 6]; для косозубых передач при εβ ≥ 1

 


                                       

при εβ < 1                               

εα – коэффициент торцового перекрытия:

εα = [1,88 – 3,2 (1 / z1 ± 1 / z2)] cos β.

Вычисления:

εβ = b2 · sinβ / (π · m) = 50 · sin11,478 / (3,14 · 2) = 1,267;

tg αt = tgα / cosβ = tg20° / cos 10,26 = 0,371 αt = 20,37°;

βb = arcsin (sinβ·cos20°) = arcsin(sin11,478·cos20°) = 11,778;

=2,45.

ZE =190 МПа1/2 ;

εα = [1,88 – 3,2 (1 / 24 + 1 / 74)] cos11,478 = 1,669.

=.

=258,391 МПа

υ = π  · 48,98 · 1435 / (60 ·10-3) = 3,66 м/с.

Для данной скорости колес степень точности 9-я [1, табл. 5.6]

δН = 0,02 [1, табл. 5.7]; g0 = 7,3 [1, табл. 5.8];

 

KHv = 1+ (3,06 · 40)/758,734 = 1,161,   KА =1;

KHα = 1[1, табл. 5.9];       KHβ = 1,025;

KН = 1 · 1,161 · 1,025 · 1 = 1,19;

 

Определяем  процент перегрузки по формуле:

 

 


    Т.к. 2,29 % < 5 %, то недогрузка в пределах нормы и контактная выносливость    зубьев обеспечена.

Выносливость  зубьев, необходимая для предотвращения их усталостного излома, устанавливают  сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения: σF ≤ σFP

Расчетное местное напряжение при изгибе [1, с. 52]:

где KF – коэффициент нагрузки: KF = KА · KFv · KFβ · KFα;

KFv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [2, с. 30, табл. 13]:

где ωFv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [2, с. 30, табл. 13]:

δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [6, табл. 5.7];

KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра ψbd по графику [6, рис. 5.4];

KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [1, табл. 5.9];

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений [1, рис. 5.5].

Для определения  менее прочного звена необходимо рассчитать отношение σFP / YFS, проверку производить по тому из колес пары, у которого это отношение меньше;

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач равен

Yβ = 1 – εβ (β / 120°) ≥ 0,7 [2, с. 32, табл. 13];

 

 

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при εβ ≥ 1           Yε= 1 / εα;

при εβ < 1   Yε = 0,2 + 0,8 / εα  [2, с. 32, табл. 13,];

 Н/мм

 

Следовательно [2, с. 32, табл. 13]

KF = KА·  KFv · KFβ · KFα = 1·1,48·1,1·1,35 = 2.

Yβ = 1 – εβ · β / 120° = 1 – 1,267· (11,478° / 120°) = 0,88 > 0,7;

Yε = 1 / εα = 1/ 1,669 = 0,599.

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса [2, с. 62, табл. 20]:

ZV1 = Z1/ cos3β = 24/ cos311,478° = 25,5;

ZV2 = Z2 / cos3β = 74/ cos311,478° = 78,62.

Следовательно, YFS 1 = 3,9; YFS 2 = 3,6 [1, рис. 5.5].

Определим отношение σFP / YFS:

σFP 1 / YFS 1 = 236,765/ 3.9 = 60,7;

σFP 2 / YFS 2 = 185,294/ 3,6 = 51,47.

Расчет  по изгибным напряжениям ведем для  колеса, так как 

σFP / YFS 2 < σFP 1 / YFS 1:

 

σFP= 185,294 МПа.

Условие прочности выполняется:  МПа < 185,294 МПа.

Значение  σF2 значительно меньше σFP2, однако это нельзя рассматривать как недогрузку передачи, так как основным критерием работоспособности данной передачи является контактная усталость.

Параметры цилиндрической косозубой  зубчатой передачи:

 

 

 

 



 

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние

100 мм

Число зубьев

шестерни

колеса

 

24

74

Модуль зацепления

2 мм

Ширина зубчатого  венца

шестерни

колеса

 

45 мм

40 мм

Диаметр окружности вершин

шестерни

колеса

 

 

52,98 мм

155,02 мм

Угол наклона  зубьев

10 º

Диаметр окружности впадин

шестерни

колеса

 

 

43,98 мм

146,02 мм

Диаметр делительной окружности

шестерни

колеса

 

 

48,98 мм

151,02 мм


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


2.2  РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ, РАСПОЛОЖЕННОЙ  ГОРИЗОНТАЛЬНО

 

Передаточное  число цепной передачи [6, с. 88]:

 u =  2,1678 .

Число зубьев ведущей звездочки:

= 29 - 2·u =  = 31 - 2 · 2,1678 =24,66.

Принимаем = 25.

Число зубьев ведомой звездочки:

= u =  = 2 ·2,1678 = 54,195.

Принимаем = 55 .

Тогда фактическое  передаточное число:

Uф =  = 2,2 .

Отклонение:

, что допустимо  (отклонение не должно превышать 3%).

Расчетный коэффициент нагрузки:

Кэ = kд kа kн kрегkсм kреж  ,где:

kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

ka = 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при aw=(25...50) x t;

kн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту, при автоматическом регулировании натяжения цепи kн = 1;

kрег = 1 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при автоматическом регулировании;

Kсм = 1 - коэффициент, учитывающий способ смазки,

Креж = 1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, в нашем случае - 1 смена.

 

 

 

Тогда:

Kэ =1 = 1.

T2 = 57292 Нмм.

Для определения  шага цепи надо знать допускаемое  давление [p] в шарнирах цепи. В таблице [6, табл.7.12] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения  n1=455,24 об/мин. Среднее значение допускаемого давления примем:


[p]==21.6Мпа [6, табл.7.12].

Тогда шаг  цепи:

t    2,82 · = 2,82 · = 13.35 мм.

Подбираем цепь ПР-15,875-2270-1 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=15,875 мм; разрушающую нагрузку Q=22,7 кН; массу q=0,8 кг/м; Аоп=51,5 мм 2 [6, табл.7.13].

Скорость  цепи:

V = = м/с.

Окружная  сила:

F = 906,619 H.

Давление  в шарнире проверяем:

p  =  17,6 МПа.

Уточняем  допускаемое давление:

[p] = [p'] · [1 + 0,01 · (25 - 17)] = 25.7· [1 + 0,01 · (25 - 17)] = 27.756 МПа.

В этой формуле [p']=25.7 МПа - табличное значение допускаемого давления при =600 об/мин и t=15,875 мм [6, табл.7.12]. Условие p < [p] выполнено.

Определяем  число звеньев цепи:

 

 


Lt = 2 · at + 0,5 · + , где

at =

= + = 25 + 55 = 80;

D = 22,82.

Тогда:

Lt = 2·50 + 0,5 · 80 + 140.4564.

Округляем до четного числа: Lt = 140.

Уточняем  межосевое расстояние цепной передачи:

= 0,25 · t · (Lt - 0,5 · + =

0,25 · 15,875·(140 - 0,5·80 +) = 790.11мм

Принимаем: = 790 мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность  уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, то есть примерно на 790 · 0,004  =  3,16 мм.

Определяем  диаметры делительных окружностей  звездочек:

dд1 = 126,66 мм;

dд2 = 278.0755 мм;

Определяем  диаметры наружных окружностей звездочек:

Информация о работе Проектирование редуктора с цилиндрической косозубой и цепной передачами