Содержание

Введение....................................................................................................... 2

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет............................... 3

II. Расчет зубчатых колес редуктора.......................................................... 5

III. Предварительные расчет валов редуктора...................................... 101

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса.................................... 12

V.Конструктивные размеры корпуса редуктора..................................... 13

VI. Первый этап компоновки редуктора.................................................. 14

VII. Проверка долговечности подшипника.............................................. 16

VIII. Расчёт и построение эпюр изгибающих моментов.......................... 21

IX. Второй этап компоновки редуктора.................................................. 25

X. Проверка прочности шпоночных соединений.................................... 26

XI. Уточнённый расчёт валов................................................................... 27

ХII. Вычерчивание редуктора................................................................ 322

ХIII. Посадки зубчатого колеса и подшипников................................... 333

ХVI. Выбор сорта масла......................................................................... 344

ХV. Сборка редуктора............................................................................ 355

Список литературы................................................................................. 366

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

В настоящем задании мы рассмотрим проектирование горизонтального конического редуктора.

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Наибольшее распространение в промышленности получили трёхфазные асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором. Эти двигатели просты в конструкции и обслуживании, надёжны в эксплуатации, имеют небольшую стоимость.

Расчёт привода начинают с определения общего КПД кинематической схемы, общего передаточного числа и выбора электродвигателя.

КПД пары конических зубчатых колес ŋ₁=0.97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ŋ₂=0.99 (стр.5).

Общий КПД привода:

n = ŋ₁·ŋ₂·ŋ₂= 0.97·0.99·0.99= 0.951.

Требуемая мощность электродвигателя:

N_m=4.0 кВт

Частота вращения тихоходного вала

Не рекомендуется выбирать двигатели с об/мин и об/мин, т.к. при использовании двигателя с синхронной частотой вращения вала равной 3000 об/мин возникнут затруднения в реализации большого передаточного числа, а двигатель с синхронной частотой вращения вала = 750 об/мин имеет большие габариты и массу, что экономически невыгодно.

Выбираем по требуемой мощности Р_тр = 3.26кВт

С учетом того, что передаточное число u одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колёсами, как правило, не выше трёх; в редких случаях u=4

Частота вращения вала двигателя:

n=nт*u

nmin=353.5*2=707 об/мин

nmax=353.5*4=1414 об/мин

выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 112 МВ6 УЗ, с параметрами Р_дв = 4 кВт и скольжением s = 5.1% (ГОСТ 19523—81 стр.390).

Номинальная частота вращения:

n_дв = n·(1-s) = 1000·(1-0,051) = 949 (^об/_мин), а угловая скорость:

ω_дв= = =99.3(^рад/_с)

Проверим общее передаточное отношение:

i = = = 2.68 что можно признать приемлемым, так как оно не выше трёх. Частные передаточные числа можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185—66 u_p = 2.8 (стр.36).

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

Ведущий вал	(об/мин)	(рад/с)
Ведомый вал	(об/мин)	37 (рад/с)

Вращающие моменты:

на валу шестерни

T₁= = = 32.8·10³ (Н·мм)

на валу колеса

T₂= T₁·u_p = 32.8·10³·2,8 = 91.9·10³ (Н·мм).

II. Расчет зубчатых колес редуктора.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки не превысит 120 мм). Выбираем материалы со средними механическими характеристиками, для шестерни и колеса сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230 –для шестерни,210-для колеса (стр.34, табл.3,3).

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

[σ_H] = ,

где σ_Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

σ_Hlimb = 2·HB +70;

K_HL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,15, тогда

Коэффициент K_HB при консольном расположении шестерни - K_HB=1,35 (табл. 3.1, стр. 32).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ψ_bRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле 3.29 стр. 49)

В этой формуле для прямозубых передач K_d=99; передаточное число

u=u_p=2.5;

d_e₂=207мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_e₂=200мм (стр. 49).

Примем число зубьев шестерни z₁=16. Число зубьев колеса

z₂=z₁u=16∙2.8=45.

Примем z₂=45. Тогда

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%.

Внешний окружной модуль

(округлять m_e до стандартного для конических колёс не обязательно).

Уточняем значение

d_e₂=m_ez₂=4.5·45=202.5 мм

Отклонение от стандартного значения , что допустимо, так как менее допускаемых 2%.

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

Принимаем b=31 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1=m_e·z₁=4.5·16=72. мм

Средний делительный диаметр шестерни

d₁=2(R_e-0.5b)sinδ₁= 2∙(107-0.5∙31)sin19˚36 = 60.66 мм

Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев

d_ae1=d_e1+2m_ecosδ₁=72+2·4.5cos19˚36΄

d_ae₁=80.49 мм

d_ae2=d_e2+2m_ecosδ₂=202+2·4.5cos70˚24΄

d_ae₂=205 мм

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колёс

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HβK_HαK_Hυ

По таблице 3.5 (стр. 39) при Ψ_bd=0.56, консольном расположении и твёрдости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, K_Hβ=1,2.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, K_Hα=1,0 (таблица 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс при υ<=5 м/с K_Hυ=1.05 (таблица 3.6).

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 (стр. 47).

Силы в зацеплении:

окружная ;

радиальная для шестерни равная окружной для колеса

осевая для шестерни, равна радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 3.31, стр.50)

Коэффициент нагрузки .

По таблице 3.7 при Ψ_bd=0.5, консольном расположении, валах на роликовых подшипников и твёрдости HB<350, значения K_Fβ=1.5.

По таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости υ=3.01 м/с и седьмой степени точности K_Fυ=1.25 (значение взято для восьмой степени точности в соответствии с указаниями на стр. 53. В соответствии с ними для редукторных конических зубчатых передач надо, как правило, назначать седьмую степень точности изготовления, но значения коэффициентов берут такие, которые соответствуют восьмой степени точности цилиндрических зубчатых колёс).

Итак, .