Проектування циліндричного одноступінчатого редуктора (стр. 1 из 3)

Міністерство освіти і науки України

Полтавський будівельний технікум транспортного

будівництва

Спеціальність: 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 МАШИНИ

Перевірив А.В.Товаришенко

Розробив студент групи 36-М Р.В.Анахін

Полтава 2010

ВСТУП

Редуктором 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 РОЗРАХУНОК

1.1 Визначення потужності і частоти обертання двигуна

Загальний ККД приводу:

(1.1)

- приймаємо ККД пари циліндричних зубчастих коліс ή₁=0,97;

- коефіцієнт враховуючий витрати пари підшипників кочення ή₂=0,99;

- ККД відкритої ланцюгової передачі ή₃=0,97;

- коефіцієнт , який враховує втрати в опорах вала приводного барабана ή₄=0,99.

ή_заг = 0,96·0,99²·0,97·0,98 = 0,89

Потужність на валу барабана:

Р_б = F_t·V кВт (1.2)

Р_б= 2·1=2кВт

Потрібна потужність електродвигуна:

Р_потр =

(1.3)

Р_потр =

=2,25кВт

Визначаємо передаточне число приводу для всіх можливих варіантів типу двигуна при заданій номінальній потужності

Р_ном ≥ Р_потр =3кВт

Таблиця 1.1- Варіанти типу двигуна при заданій потужності

№ п/п	Тип двигуна	Номінальна потужність двигуна	Частота обертання валу двигуна
			Синхронне	Номінальне
1234	4АМ90L2Y34АМ100S4Y34АМ112МA6434АМ112MB8Y3	3333	300015001000750	28401435955700

Кутова швидкість барабану:

ω_б =

(1.4)

ω_б =

Частота обертання барабана : (1.5)

n_б =

nб =

=76 об/хв

u₁ = n_ном/n_б =37

u₂ = n_ном/n_б =19

u₃ = n_ном /n_б =13

u₄ = n_ном/n_б =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 u_зп = 4

u_вп – повинно знаходитись в діапазоні від 2…5

u_вп1 = u₁/ u_зп = 37/4=9,2 (1.6)

u_{вп 2} = u₂/ u_зп = 19/4=4,75

u_{вп 3} = u₃/ u_зп =13/4=3,25

u_вп4 = u₄/ u_зп =9/4=2,25

u_вп = 3,125

Як найбільш підходящий обираємо другий варіант. По таблиці К9 ст 384 по потрібній потужності Р_потр=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= Р_ном· ή₁· ή₃ (1.7)

Р₁= 3·0,96·0,97=3,49

Тихохідний вал редуктора

Р₂ =Р₁· ή₁· ή₂ (1.8)

Р₂= 2,79·0,96·0,99=3,32

Робочої машини

Р_м = Р₂· ή₃· ή₄ (1.9)

Р_м = 2,65·0,97·0,98=3,22

Частота обертання n, об/хв.:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигун n_ном = 955 (1.10)

Швидкохідний вал редуктора n₁= n_ном = 955 (1.11)

Тихохідний вал редуктора n₂ = n₁/u_зп = 955/4 = 238об/хв. (1.12)

Робочої машини n_рм = n₂/u_вп = 238/4= 60об/хв. (1.13)

Кутова швидкість ω,рад/с:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна ω_ном =

(1.14)

Швидкохідний вал редуктора ω₁ = ω_ном =100 (1.15)

Тихохідний вал редуктора ω₂ =

(1.16)

Робочої машини ωрм =

(1.17)

Обертовий момент Т,Н·м:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна Т_дв =

(1.18)

Швидкохідний вал редуктора Т₁ = Т_дв·ή₁·ή₂ = 36·0,96·0,99 = 34 (1.19)

Тихохідний вал редуктора Т₂ = Т₁·u_зп· ή₁·ή₂= 34·4·0,96·0,99 =109 (1.20)

Робочої машини Т_рм = Т₂·u_ВП·ή₃·ή4= 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
Передаточнечисло и	4	3,125	Розрахункова потужність Р,кВт	3	3,49	3,32	3,22
			Кутова швидкість ω, рад/сек.	100	100	32	8
ККД ή	0,96	0,97	Частота обертання п,об/хв	955	955	238	59
			Обертовиймомент Т,Hּм	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 НВ_сер1=

(2.1)

Матеріал Колеса НВ_сер2=

(2.2)

2.2 Визначення допустимих дотичних напружень [δ]_н

Шестерні [δ]_н1= 1,8ּНВ₁+67 = 1,8·285+67=580 (2.3)

Колеса [δ]_н2 =1,8ּНВ₂+67 = 1,8·250+67=513 (2.4)

2.3 Визначення допустимих згинаючих напружень

Шестерні [δ]_F1= 1,03·НВ₁ = 1,03·285 = 294 (2.5)

Колеса [δ]_F2=1,03·НВ₂ = 1,03·250 = 255 (2.6)

Таблиця 2.1 Матеріали зубчастої пари

Елемент передачі	Марка сталі	Термічна обробка	Твердість, НВ	[δ]н, Н/мм2	[δ]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 К_а - допоміжний коефіцієнт, якій залежить від типу зубів,

ψ_а – коефіцієнт ширини вінця колеса; ψ_а =0,3

=155мм

Визначення модуля зачеплення т, мм

(3.2)

K_т– коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця; K_т=5,8

d₂ - діаметр ділильного кола колеса;

мм (3.3)

b₂ - ширина вінця колеса;

мм (3.4)

=2,108

Приймаємо m=2,25

Визначення мінімального кута нахилу зубів:

(3.5)

Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса:

(3.6)