Циліндрична прямозуба передача редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

Житомирський автомобільно-дорожній коледж, національно- транспортного університету.

ЦИЛІНДРИЧНА ПРЯМОЗУБА ПЕРЕДАЧА РЕДУКТОРА

Пояснювальна записка до курсової роботи

Керівник Тихончук Л. С.

Розробила Небикова В. В.

2014

Вступ

Редуктор -- механізм, що знижує кутову швидкість в приводах від двигуна до робочої машини. При конструюванні редукторів перевагу надають зубчастим передачам.

В зубчастій передачі рух передається за допомогою зачеплення пари зубчастих коліс. Менше зубчасте колесо прийнято називати шестернею, а більше -- колесом. Зубчасті передачі -- самий розповсюджений вид механічних передач, так як можуть надійно передавати потужності від долей до десятків тисяч кіловатт при колових швидкостях до 275 м/с.

До переваг зубчастих передач слід віднести наступне:

1) висока надійність роботи в широкому діапазоні навантажень і швидкостей;

2) малі габарити;

3) велика довговічність;

4) високий коефіцієнт корисної дії;

5) порівняно малі навантаження на вали і підшипники;

6) постійність передаточного числа;

7) простота обслуговування.

До недоліків зубчастих передач відноситься:

1) відносно високі вимоги до точності виготовлення і монтажу;

2) шум при великих швидкостях.

Найбільш розповсюдженими зубчастими передачами є циліндричні. Серед них слід виділити передачі з прямими, косими і шевронними зубами.

Одними з розповсюджених є конічні передачі. Конічні зубчасті колеса використовують в передачах, коли вісі перетинаються під кутом У (див. рисунок нижче). Найбільше розповсюдження мають передачі з кутом У = 90є.Конічні передачі бувають з прямими, круговими і рідше шевронними зубами.

Прямозубі передачі рекомендується використовувати при колових швидкостях до 3м/с.

Конічні колеса з круговими зубами в порівнянні з прямозубими володіють більшою несучою здатністю, працюють плавно і з меншим шумом. Спряжені колеса з круговим зубом мають протилежні напрямки ліній зубів -- правий і лівий, якщо дивитися зі сторони вершини конуса. Шестерні виконують з правим зубом, а колеса -- з лівим.

В конічних передачах шестерня розташовується консольно, при цьому внаслідок меншої жорсткості консольного вала і деформації підшипників (особливо кулькових) збільшується нерівномірність розподілення навантаження по довжині зуба. З цієї причини конічні колеса в порівнянні з циліндричними працюють з великим шумом. Підшипники вала шестерні розташовуються в стакані для забезпечення можливості осьового регулювання зачеплення коліс при складанні.

Рис. 1 Схеми конічних передач

1. Кінематична схема редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1 -- двигун

2 -- муфта

3 -- закритий одноступеневий прямозубий редуктор

Робота схеми протікає наступним чином: обертання від двигуна 1 через наівмуфтум 2 передається на швидкохідний вал редуктора. Далі зусилля перетворюється парою циліндричних прямозубих шестерень і передається на тихохідний (вихідний) вал редуктора.

2. Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

2.1 Визначення потужності і частоти обертання вала двигуна

2.1.1 Визначення загального коефіцієнта корисної дії

(2.1)

де з_Р = 0,96 -- коефіцієнт корисної дії закритої прямозубої циліндричної передачі [2, с. 41];

з_М = 0,98 -- коефіцієнт корисної дії муфти [2, с. 41];

з_ПК = 0,992 -- коефіцієнт корисної дії пари підшипників [2, с. 41];

n = 2 -- кількість пар підшипників.

2.1.2 Визначення потрібної потужності на валу електродвигуна

(2.2)

де Р_тих = 4,7кВт -- потужність на валу робочої машини (див. завдання).

2.1.3 Вибір електродвигуна

Прийнято читири електродвигуна з номінальною потужністю Р_ДВ = 4кВт, які мають відповідно синхронну частоту обертання вала двигуна 3000, 1500, 1000 і 750 об/хв. Характеристики всіх електродвигунів зводимо в табл. 2.1.

Таблиця 2.1

Характеристика електродвигунів

Варіант	Тип двигуна	Номінальна потужність двигуна Рном, кВт	Частота обертання вала двигуна nдв, об/хв.
			синхронна	номінальна
1	4АМ100S2У3	5,5	3000	2880
2	4АМ100L4У3	5,5	1500	1445
3	4АМ112MB6У3	5,5	1000	9565
4	4АМ132S8У3	5,5	750	720

2.2 Визначення передаточного числа редуктора

2.2.1 Визначення передаточних чисел редуктора для двигуна №1

(2.3)

Для інших двигунів розрахунок аналогічний, а результати розрахунків зведені в табл.2.2

Таблиця 2.2

Передаточні числа редуктора

Варіант	Номінальна частота обертання двигуна nном, об/хв.	Частота обертання вала робочої машини nтих, об/хв.	Передаточне число приводу uр
1	2880	289	9,965
2	1445	289	5
3	965	289	3,339
4	720	289	2,491

З отриманих значень передаточних чисел редуктора найбільш доцільним є другий варіант (U_Р = 5), оскільки лише в даному варіанті передаточне число редуктора найближче відповідає стандартному значенню.

Таким чином для приводу вибрано електродвигун 4АМ112M4У3 з Р_дв = 5,5 кВт, n_ном = 1445 об/хв., а передаточне число прийнято стандартним U_Р = 5,0.

2.3 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

2.3.1 Розрахунок потужності:

- на валу двигуна:

- на швидкохідному валу редуктора:

(2.4)

- на тихохідному валу редуктора:

(2.5)

2.3.2 Визначення частоти обертання:

- вала двигуна і швидкохідного вала редуктора:

- тихохідного вала:

(2.6)

2.3.3 Визначення кутової швидкості

- вала двигуна і швидкохідного вала редуктора:

(2.7)

- тихохідного вала редуктора:

(2.8)

2.3.4 Розрахунок крутного моменту

- на валу двигуна:

(2.9)

- на швидкохідному валу:

(2.10)

- на тихохідному валу:

(2.11)

Результати розрахунків силових і кінематичних параметрів приводу зведені в табл.2.3

Таблиця 2.3

Силові і кінематичні параметри приводу

Тип двигуна 4АМ100S2У3: РНОМ = 4кВт, nНОМ = 2880об/хв.
Параметр	Редуктор	Параметр	Вал
			двигуна	Редуктора
				швидкохідний	Тихохідний
Передаточне число U	5	Потужність Р, кВт	5,5	5,3361	5,071
		Частота обертання n, об/хв.	1445	1445	289
Коефіцієнт корисної дії з	0,922	Кутова швидкість щ, с-1	151,24	151,24	30,2486
		Крутний момент Т, Н·м	36,363	35,281	167,665

3. Розрахунок зубчастої передачі редуктора

3.1 Визначення міжцентрової відстані

(3.1)

де К_Нв = 1 -- коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба [2, с. 59];

ш_а = 0,3 -- коефіцієнт ширини вінця колеса [2, с. 58];

[у]_Н = 650МПа -- допустиме контактне напруження матеріалу зубчастої передачі (див. завдання).

Прийнято а_W = 112мм.

3.2 Визначення ділильного діаметра колеса

(3.2)

3.3 Визначення ширина вінця колеса

(3.3)

Прийнято b₂ = 34мм

3.4 Визначення модуля зачеплення

(3.4)

де [у]_F = 310МПа -- допустиме напруження згину матеріалу передачі (див. завдання).

Прийнято m = 1,75мм

3.5 Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса

(3.5)

3.6 Визначення кількості зубів шестерні

(3.6)

Прийнято Z₁ = 21

3.7 Визначення кількості зубів колеса

(3.7)

3.8 Визначення фактичного передаточного числа

(3.8)

3.9 Перевірка відхилення передаточного числа від заданого

(3.9)

3.10 Перевірка міжцентрової відстані

(3.10)

3.11 Визначення основних геометричних розмірів передачі

3.11.1 Визначення ділильного діаметра шестерні і колеса

(3.11)

(3.12)

3.11.2 Визначення діаметра вершин зубів шестерні і колеса

(3.13)

(3.14)

3.11.3 Визначення діаметра впадин зубів шестерні і колеса

(3.15)

(3.16)

3.11.4 Визначення ширини зубчастого вінця шестерні

(3.17)

3.12 Перевірка міжцентрової відстані

(3.18)

3.13 Визначення колової сили в зачепленні

(3.19)

3.14 Визначення радіальної сили в зачепленні

(3.20)

3.15 Визначення колової швидкості зубчастих коліс

(3.21)

3.16 Визначення степені точності виготовлення зубчастої передачі

При коловій швидкості V₂ = 2,832м/с прийнято восьму степінь точності виготовлення коліс.

3.17 Визначення коефіцієнта динамічності навантаження по контактним напруженням

При V₂ = 2м/с К_НV = 1,08

V₂ = 4м/с К_НV = 1,16

Тоді при коловій швидкості V₂ = 2,832м/с та восьмому степеню точності виготовлення зубчастої передачі значення коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62], тобто

(3.22)

3.18 Перевірка зубів колеса по контактним напруженням

(3.23)

Недовантаження складає

(3.24)

Так як недовантаження складає менше 10%, контактна міцність зубів забезпечується.

3.19 Визначення коефіцієнта розподілення навантаження між зубами при згині

При восьмій степені точності виготовлення коліс К_Fб = 0,91[2, с. 63].

3.20 Визначення коефіцієнта динамічності навантаження по напруженням згину

При V₂ = 2м/с К_FV = 1,2

V₂ = 4м/с К_FV = 1,38

Тоді при коловій швидкості V₂ = 2,832м/с та восьмій степені точності виготовлення зубчастої передачі значення коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62], тобто

(3.25)

3.21 Визначення коефіцієнтів форми зуба шестерні і колеса

двигун потужність кінематичний шестерня

При Z₁ = 25 Y_F1 = 3,9

Z₂ = 175 Y_F2 = 3,62

3.22 Перевірка напруження згину зубів колеса і шестерні

(3.26)

(3.27)

де К_Fв = 1 -- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба.

Міцність зубів на згин забезпечується.

Всі розраховані параметри зубчастої передачі зведені в табл.3.1

Таблиця 3.1

Параметри зубчастої передачі

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Міжцентрова відстань ащ	112	Число зубів: шестерні Z1 колеса Z2	21 107
Модуль зачеплення m, мм	1,75	Діаметр кола вершин: шестерні da1 колеса da2	40,25 190,166
Ширина зубчастого вінця: шестерні b1 колеса b2	36 34	Діаметр кола впадин: шестерні df1 колеса df2	32,375 182,875
Ділильний діаметр: шестерні d1 колеса d2	36,75 187,25	Сили в зачепленні: колова Ft радіальна Fr	1790,7 651,761
Параметр	Допустиме напруження	Розрахункове напруження
Контактні напруження, МПа	[у]Н	650	уН	605,907
Напруження згину, МПа: шестерні колеса	[у]F	310	уF1 уF2	152,211 137,679

4. Проектний розрахунок валів

4.1 Вибір матеріалу валів

Матеріал швидкохідного вала з врахуванням того, що шестерня виготовляється разом з валом, вибирається тим, що і матеріал передачі. А матеріал тихохідного вала можна обирається довільно (на розсуд проектанта).

Механічні характеристики матеріалів валів зведені в табл.4.1

Таблиця 4.1

Матеріал швидкохідного і тихохідного валів

Вал	Марка сталі	уВ, МПа	уТ, МПа	у-1, МПа
Швидкохідний Тихохідний	Сталь 35ХМ	1000	850	370

4.2 Вибір допустимих напружень на кручення

Прийнято допустимі напруження на кручення для валів [2, с. 107]:

швидкохідного

тихохідного

4.3 Визначення геометричних параметрів ступенів валів

4.3.1 Визначення геометричних параметрів ступенів вала-шестерні -- швидкохідний вал

4.3.1.1 Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту -- вихідного кінця вала

(4.1)

Прийнято d₁ = 26мм

(4.2)

Прийнято l₁ = 32мм

4.3.1.2 Визначення розмірів другої ступені вала -- під підшипник і ущільнення

(4.3)

де t = 2,2мм -- висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d₂ = 30мм

(4.4)

Прийнято l₂ = 45мм

4.3.1.3 Визначення розмірів третьої ступені вала -- під шестерню

(4.5)

де r = 2мм -- фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d₃ = 38мм.

l₃ визначається графічно із ескізної компоновки.

4.3.1.4 Визначення розмірів четвертої ступені вала -- виступ вала під підшипник

d₄ = d₂ = 30мм, l₄ = B -- ширина підшипника (вибирається пізніше).

Размещено на http://www.allbest.ru/

4.3.2 Визначення розмірів виступів тихохідного вала

4.3.2.1 Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту -- вихідного кінця вала

(4.6)

Прийнято d₁ = 35мм

(4.7)

Прийнято l₁ = 45мм

4.3.2.2 Визначення розмірів другої ступені вала -- під підшипник і ущільнення

(4.8)

де t = 2,5мм -- висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d₂ = 40мм

(4.9)

Прийнято l₂ = 50мм

4.3.2.3 Визначення розмірів третьої ступені вала -- під колесо

(4.10)

де r = 2,5мм -- фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d₃ = 48мм

l₃ визначається графічно із ескізної компоновки.

4.3.2.4 Визначення розмірів четвертої ступені вала -- виступ вала під підшипник

d₄ = d₂ = 40мм, l₄ = B -- ширина підшипника (вибирається пізніше).

Размещено на http://www.allbest.ru/

4.4 Попередній вибір підшипників

Для валів редуктора вибрано радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії [2, с. 411]:

швидкохідного вала -- 206

тихохідного вала -- 208

Для вибраних підшипників виписуються параметри і записуються в табл.5.2

Таблиця 4.2

Параметри підшипників

Вал	d, мм	Серія	Типо-розмір	D, мм	В, мм	Сr,кН	С0r,кн.
Швидкохідний	32	легка	206	62	16	19,5	10
Тихохідний	40	легка	208	80	18	32	17,8

4.5 Ескізна компоновка редуктора

4.5.1 Намітити положення проекцій креслення відповідно до кінематичної схеми приводу і найбільшими розмірами коліс

4.5.2 Провести осі і осьові лінії валів

Осі валів провести на міжцентровій відстані а_щ одну від одної, при цьому незабути, що в циліндричному редукторі осі паралельні.

4.5.3 Побудова редукторної пари

Накреслити редукторну пару в відповідності до отриманих при проектному розрахунку геометричних параметрів d₁, d₂, d_a1, d_a2, d_f1, d_f2, b₁, b₂ (див. табл.4.1).

В конструкції циліндричного колеса передбачити маточину, зовнішній діаметр і довжина якої:

(4.11)

(4.12)

Прийнято d_МТ = 75мм і l_МТ = 65мм

Размещено на Allbest.ru

...