Проектування циліндричного одноступінчатого редуктора
Міністерство освіти і науки УкраїниПолтавський будівельний технікум транспортногобудівництваСпеціальність: 5.05050204 "Експлуатація та ремонт підйомно-транспортних, будівельних та дорожніх машин і обладнання"Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни“Деталі машин”РОЗРОБКА ЦИЛІНДРИЧНОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА І КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ ДЛЯ ПРИВОДУ РОБОЧОЇ МАШИНИПеревірив А.В.ТоваришенкоРозробив студент групи 36-М Р.В.АнахінПолтава 2010ВСТУПРедуктором називається механізм, який складається з зубчатих чи черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до робочої машини.Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і відповідно збільшення крутного моменту ведомого вала по відношенню до ведучого.Редуктор складається з корпуса (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщуються елементи передачі - зубчаті колеса, вал підшипники. Редуктор проектують або для привода певної машини, або по заданому навантаженню і передаточному числу без вказування конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організоване серійне виробництво редукторів.Редуктори класифікуються за наступними основними ознаками: типом передачі (зубчаті, черв'ячні); числом ступенів (одноступінчаті, двохступінчасті і більше); відносному положенню зубчатих коліс в просторі (горизонтальні вертикальні).1. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК1.1 Визначення потужності і частоти обертання двигунаЗагальний ККД приводу: (1.1)- приймаємо ККД пари циліндричних зубчастих коліс Ю1=0,97;
- коефіцієнт враховуючий витрати пари підшипників кочення Ю2=0,99;
- ККД відкритої ланцюгової передачі Ю3=0,97;
- коефіцієнт , який враховує втрати в опорах вала приводного барабана Ю4=0,99.
Юзаг = 0,96·0,992·0,97·0,98 = 0,89
Потужність на валу барабана:
Рб = Ft·V кВт (1.2)
Рб= 2·1=2кВт
Потрібна потужність електродвигуна:
Рпотр = (1.3)
Рпотр = =2,25кВт
Визначаємо передаточне число приводу для всіх можливих варіантів типу двигуна при заданій номінальній потужності
Рном ? Рпотр =3кВт
Таблиця 1.1- Варіанти типу двигуна при заданій потужності
№ п/п | Тип двигуна | Номінальна потужність двигуна | Частота обертання валу двигуна | ||
Синхронне | Номінальне | ||||
1 2 3 4 | 4АМ90L2Y3 4АМ100S4Y3 4АМ112МA643 4АМ112MB8Y3 | 3 3 3 3 | 3000 1500 1000 750 | 2840 1435 955 700 |
Кутова швидкість барабану:
щб = (1.4)
щб =
Частота обертання барабана : (1.5)
nб =
nб = =76 об/хв
u1 = nном/nб =37
u2 = nном/nб =19
u3 = nном /nб =13
u4 = nном/nб =9
Визначаємо передаточні числа приводів приймаємо передаточне число
редуктора постійним, і змінюючи значення передаточного числа
відкритої передачі , розбиваємо передаточне число привода для
варіантів типу двигуна uзп = 4
uвп - повинно знаходитись в діапазоні від 2…5
uвп1 = u1/ uзп = 37/4=9,2 (1.6)
uвп 2 = u2/ uзп = 19/4=4,75
uвп 3 = u3/ uзп =13/4=3,25
uвп4 = u4/ uзп =9/4=2,25
uвп = 3,125
Як найбільш підходящий обираємо другий варіант. По таблиці К9 ст 384 по потрібній потужності Рпотр=2,25кВт. Вибираємо електродвигун, трьохфазний коротко замкнений серії 4А, закритий, охолоджуваний повітрям з синхронною частотою обертання 1000 4АМ112MA6У3, з параметрами 2,25кВт, номінальною частотою обертання 955об/хв.(ГОСТ 15150-69)
1.2 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу
Потужність Р,кВт
Схема Д-ЗП-ВП-РМ
Швидкохідний вал редуктора
Р1= Рном· Ю1· Ю3 (1.7)
Р1= 3·0,96·0,97=3,49
Тихохідний вал редуктора
Р2 =Р1· Ю1· Ю2 (1.8)
Р2= 2,79·0,96·0,99=3,32
Робочої машини
Рм = Р2· Ю3· Ю4 (1.9)
Рм = 2,65·0,97·0,98=3,22
Частота обертання n, об/хв.:
Схема Д-ЗП-ВП-РМ
Двигун nном = 955 (1.10)
Швидкохідний вал редуктора n1= nном = 955 (1.11)
Тихохідний вал редуктора n2 = n1/uзп = 955/4 = 238об/хв. (1.12)
Робочої машини nрм = n2/uвп = 238/4= 60об/хв. (1.13)
Кутова швидкість щ,рад/с:
Схема Д-ЗП-ВП-РМ
Двигуна щном = (1.14)
Швидкохідний вал редуктора щ1 = щном =100 (1.15)
Тихохідний вал редуктора щ2 = (1.16)
Робочої машини щрм = (1.17)
Обертовий момент Т,Н·м:
Схема Д-ЗП-ВП-РМ
Двигуна Тдв = (1.18)
Швидкохідний вал редуктора Т1 = Тдв·Ю1·Ю2 = 36·0,96·0,99 = 34 (1.19)
Тихохідний вал редуктора Т2 = Т1·uзп· Ю1·Ю2= 34·4·0,96·0,99 =109 (1.20)
Робочої машини Трм = Т2·uВП·Ю3·Ю4= 109·4·0,97·0,98 =403 (1.21)
Таблиця 1.2- Силові і кінематичні параметри приводу
Параметр | Передача | Параметр | Вал | |||||
Закрита | Відкрита | Двигун | Редуктор | Робоча машина | ||||
Швидкохідний | Тихохідний | |||||||
Передаточне число и | 4 | 3,125 | Розрахункова потужність Р,кВт | 3 | 3,49 | 3,32 | 3,22 | |
Кутова швидкість щ, рад/сек. | 100 | 100 | 32 | 8 | ||||
ККД Ю | 0,96 | 0,97 | Частота обертання п,об/хв | 955 | 955 | 238 | 59 | |
Обертовий момент Т,HМм | 36 | 34 | 109 | 403 |
2. ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ
Для виготовлення зубчастої пари вибирають сталь, яка піддається термообробці і здатна забезпечити достатню міцність та довговічність передачі. З метою кращого припрацювання зубів пари, твердість шестерні призначається на 20…50НВ більше ніж колеса .
Для виготовлення шестерні обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення з послідуючим гартуванням поверхневого шару зубів струмом високої частоти НВ1= 269…302.
Для виготовлення колеса обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення, твердість НВ2= 235…262
2.1 Визначення середньої твердості матеріалу
Матеріал шестерні НВсер1= (2.1)
Матеріал Колеса НВсер2= (2.2)
2.2 Визначення допустимих дотичних напружень [д]н
Шестерні [д]н1= 1,8МНВ1+67 = 1,8·285+67=580 (2.3)
Колеса [д]н2 =1,8МНВ2+67 = 1,8·250+67=513 (2.4)
2.3 Визначення допустимих згинаючих напружень
Шестерні [д]F1= 1,03·НВ1 = 1,03·285 = 294 (2.5)
Колеса [д]F2=1,03·НВ2 = 1,03·250 = 255 (2.6)
Таблиця 2.1 Матеріали зубчастої пари
Елемент передачі | Марка сталі | Термічна обробка | Твердість, НВ | [д]н, Н/мм2 | [д]F, Н/мм2 | |
Шестерня | 40ХУ+ТВЧ | нормальна | 285 | 580 | 294 | |
Колесо | 40ХУ | покращення | 248 | 513 | 255 |
3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ
3.1 Проектний розрахунок передачі(циліндрична косозуба)Міжосьова відстань ,мм (3.1)де Ка - допоміжний коефіцієнт, якій залежить від типу зубів, ша - коефіцієнт ширини вінця колеса; ша =0,3 =155ммВизначення модуля зачеплення т, мм (3.2)Kт- коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця; Kт=5,8d2 - діаметр ділильного кола колеса;мм (3.3)b2 - ширина вінця колеса; мм (3.4)=2,108Приймаємо m=2,25Визначення мінімального кута нахилу зубів: (3.5)Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса: (3.6)Уточнюємо дійсну величину кута нахилу зубів: (3.7)Визначаємо кількість зубів шестерні (3.8)Визначаємо кількість зубів колеса:z2 = z? - z1 (3.9)Визначаємо фактичне передаточне число і його відхилення від заданого:(3.10)(3.11)Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою: = (3.12)Подальші розрахунки виконуємо за фактичною міжосьовою відстанню.Визначаємо основні геометричні параметри передачі, ммДілильний діаметр d , мм:шестерні = (3.13)колеса = (3.14)Діаметр кола вершин зубів da, мм:шестерні dа1 = d1+2m=68мм(3.15)колесаdа2 = d2+2m =258мм (3.16)Діаметр кола западин зубів df, мм:шестерні df1 = d1-2,4m=56,6мм(3.17)колеса df2 = d2-2,4m=246,76мм(3.18)Ширина зубчастого вінця b, мм:шестерні b1 = b2 + (3…5 мм)=52мм(3.19)колесаb2=ш?aw=46мм(3.20)3.2 Перевірочний розрахунок закритої передачіПеревіряємо контактне напруження по формулі:н=, Н/мм2 (3.21)де Ft сила в зачепленні, Н:Ft==(3.22)К - допоміжний коефіцієнт, для косозубої пердачі К=43KHv - коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передачі. Для визнання швидкості v =1,84m/c=497,1Н/мм23.2.2 Перевіряємо напруження згину зубів шестерні і колеса, Н/мм2 Н/мм2 (3.23) H/мм2 (3.24)де, KFv =1,8 коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;YF1 =3,81- коефіцієнт форми зуба, в залежності від числа зубів z1YF2 =3,6- коефіцієнт форми зуба, в залежності від е числа зубів z2Yв =0,922- коефіцієнт, який враховує нахил зубів.Н/мм2 Н/мм2Таблиця 3.1 - Геометричні параметри зубчастої конічної передачіПараметр | Познач. | 3начення | Параметр | Познач. | 3начення | |
Міжосьова відстань | aw | 155 | Ширина зубчатого вінця | b1 b2 | 52 46 | |
Модуль зачеплення | m | 2,25 | Діаметр кола вершин зубів | da1 da2 | 68 248 | |
Ширина зубчастого вінця | b | 46 | Діаметр кола западин зубів | df1 df2 | 56,6 246,76 | |
Кількістьзубів | z1 z2 | 29 116 | Середній ділильний діаметр | d1 d2 | 62 248 | |
Вид зубів | косі | Кут нахилу зубів | д | 110 |
Таблиця 3.2 - Результати перевірочного розрахунку
Параметр | Позначення | Припустиме значення | Розрахункове значення | Примітки | |
Дотичні напруження | дH | 513 | 497,1 | Умова виконується | |
Напруження згину | дF1 | 255 | 130,6 | Умова Виконується | |
дF2 | 294 | 106,02 |
4. РОЗРАХУНОК КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
4.1 Вибір перерізу пасу
Згідно з номограмою у відповідності до потужності електродвигуна і частоти його обертання обираємо пас перерізу А, його характеристики такі:
bP =11
bO=13
h =8
yO=2,8
A = 81
q =0,105
4.2 Визначення розрахункового діаметру ведучого шківа
Розрахунковий діаметр шківу обираємо в залежності від крутного моменту та обраного перерізу пасу.
D1min=100мм
4.3 Визначення діаметру веденого шківу d2
,(4.1)
де uВП - передаточне число відкритої передачі
е =0,01...0,02 - коефіцієнт ковзання
Отримане значення необхідно відкоригувати за рядом стандартних чисел.
4.4 Визначення фактичного передаточного числа пасової передачі
(4.2)
4.5 Визначення орієнтовної міжосьової відстані
(4.3)
4.6 Визначення розрахункової довжини пасу
(4.4)
Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення
4.7 Уточнення міжосьової відстані
(4.5)
4.8 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу
(4.6)
4.9 Визначення швидкості пасу
(4.7)
4.10 Визначення припустимої потужності, яка може передаватися пасом
(4.8)
де Ро =0,95- припустима потужність передана одним пасом;
Ср =1- коефіцієнт динамічності навантаження і довговічності роботи;
Сб =0,83- коефіцієнт кута охоплення ведучого шківа;
Сl =1- коефіцієнт відношення розрахункової довжини пасу до прийнятої;
Сz =0,9- коефіцієнт очікуваної кількості пасів комплекту клинопасової передачі.
4.11 Визначення кількості приводних пасів в комплекті
(4.9)
4.12 Визначення сили попереднього натягнення
(4.10)
4.13 Визначення колової сили переданої комплектом клинових пасів
(4.11)
Таблиця 4.1 Параметри пасової передачі.
Параметр | Значення | Параметр | Значення | |
Тип пасу | A | Діаметр ведучого шківа d1 | 100 | |
Переріз пасу | Нормальний | Діаметр веденого шківа d2 | 315 | |
Кількість пасів z | 6 | Міжосьова відстань a | 251 | |
Довжина пасу l | 1200 | Початкове натягнення пасу F0 | 678 | |
Кут охоплення малого шківа б | 115,59 | Сила тиску пасів на вал редуктора FВП | 7409 |
Параметр | Шестерня | Колесо | |
Колова сила Ft, Н | 3516 | 3516 | |
Радіальна сила Fr, Н | 1304 | 1304 | |
Осьова сила Fa, Н | 683 | 683 | |
Сила від відкритої предачі Fвп, Н | 7409 |
Швидкохідний вал - шестерня | Тихохідний вал - вал колеса | Підшипник | |||||||||
Внутрішній діаметр d | Зовнішній діаметр D | Ширина Т | |||||||||
Діаметр | Довжина | Діаметр | Довжина | ||||||||
d1Ш | 32 | l1Ш | 44,8 | d1Т | 50 | l1Т | 70 | 67208 | |||
d2Ш | 36 | l2Ш | 35 | d2Т | 56 | l2Т | 38 | 60 | 110 | 22 | |
d3Ш | 40 | l3Ш | 32,6 | d3Т | 60 | l3Т | граф. | 67209 | |||
d4Ш | 45 | l4Ш | 107,4 | d4Т | 63 | l4Т | 107,4 | 40 | 90 | 23 | |
d5Ш | 40 | l5Ш | 34,6 | d5Т | 60 | l5Т | граф. |