Одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами

Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування.
Краткое сожержание материала:

Размещено на

Вступ

Редуктор -- це механізм, який складається з зубчастих або черв'ячних передач і міститься в окремому корпусі і працює у масляній ванні.

Редуктор призначено для пониження частоти обертання і відповідно підвищення крутного моменту на веденому валу в порівнянні з ведучим.

Редуктори класифікують за наступними ознаками:

а) за типом передач -- зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні;

б) за числом ступенів -- одноступінчасті, двох-, трьох- або багатоступінчасті;

в) за типом зубчастих коліс -- циліндричні, конічні, конічно-циліндричні;

г) за розташуванням валів редуктора у просторі -- горизонтальні, вертикальні або нахилені;

д) за особливостями кінематичної схеми -- розгорнена, соосна, з подвоєним ступенем.

В своєму курсовому проекті я розрахував одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами.

Косозубі колеса відрізняються від прямозубих тим, що напрямок до їх повздовжньої гвинтової осі симетрії становить з напрямком твірної циліндра кут в. Передачі складені з косозубих коліс, відрізняються плавністю руху та видають менший шум, ніж передачі з прямозубими колесами. Недоліком є виникнення осьових зусиль.

Редуктор складається з зубчастої передачі, змонтованої з шариковими радіальними підшипниками у литому чавунному корпусі. Корпус складається з двох частин: нижньої частини -- картера і верхньої - кришки. Роз'єм горизонтальний, у місці з'єднання поверхні пришабрені, при заключному складанні покриті герметиком; складають корпус без прокладок. Кришка з картером скріплюється болтами. Розташування кришки відносно корпуса центрується двома конічними штифтами, розташованими по діагоналі.

У зв'язку з малою кількістю зубців шестерні її виготовляють разом з ведучим валом (вал-шестерня). Колесо насаджено на вал за допомогою призматичної шпонки.

Колесо виготовлено зі сталі 40ХН, термообробка -- поліпшення, вал-шестерня виготовляються з того ж матеріалу.

Змащування передачі здійснюється розбризкуванням індустріального масла И-30А, яке заливають скрізь оглядове вікно у кришці корпуса. Рівень масла перевіряють жезловим масловказівником. Відпрацьоване масло випускають крізь отвір, розташований у нижній частині корпуса. Змащування підшипників здійснюється через заповнення камери підшипника змащувальним матеріалом УТ-1.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок (рисунок 1)

За таблицею А.1 приймемо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс з₁ = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників котіння, з₂ = 0,99; ККД відкритої ланцюгової передачі з₃ = 0,92; ККД, що враховує втрати в опорах вала приводного барабана, з₄ = 0,99.

Загальний ККД привода

з = з_1. з₂². з _3. з₄ = 0,98. 0,99^2. 0,92. 0,99 = 0,875.

Потужність на валу барабана

P_б = F_с. V_с = 8,8^. 1,2 = 10,6кВт.

Необхідна потужність електродвигуна

Ph=Pb/ з=10,6/0,875=12,1кВт.

Кутова швидкість барабана

щ_б = 2Vc/Db = 2^.1,2/0,34 = 7,1 рад/с.

Частота обертання барабана

n_б = 30 щ_б/р = 30^.7,1/3,14 = 68 об/хв.

За таблицею Б.1 по необхідній потужності Р_н=12,1кВт з урахуванням можливостей привода, що складається з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі можливі значення приватних передавальних відношень для циліндричного зубчастого редуктора u_р=36 і для ланцюгової передачі u_л=36, u_заг=u_р^.u_л=936, вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А 160 М6 У3, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1000 об/хв. 4А 160 М6 У3, з параметрами P_дв = 15кВт і сковзанням 2,6 % (ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання

n_дв = 1000-26 = 974 об/хв.

а кутова швидкість

щ_дв = = 3,14^.974/30 = 101,9рад/с.

Перевіримо загальне передатне відношення

u = = 101,9/7,1 = 14,4

що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36.

Приватні передавальні числа можна прийняти:

для редуктора по ГОСТ 2185-66 u_р = 4,

для ланцюгової передачі

u_л = 14,4/4 = 3,6

Частоти обертання та кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана зведені до таблиці 1.



Таблиця 1

Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана

Вал В	n1=nдв=974 об/хв	= = 101,9 рад/с
Вал С	n= = 974/4= 244 об/хв.	==101,9/4 = 25,5рад/с
Вал А	nд = 68 об/хв.	= 7,1 рад/с

Обертаючі моменти:

на валу шестерні

Т₁ = = = 12,1^.10³/101,9 = 119. 10³ Н. мм;

на валу колеса

Т₂ = Т₁. u_р = 119. 10³. 4= 476^. 10³ Н. мм.

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Так як в завданні немає особливих вимог щодо габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (таблиця В.1): для шестірні сталь 40Х, термічна обробка - поліпшення, твердість Н 270; для колеса -- сталь 40Х, термічна обробка -- поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - НВ 240. Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження

,



де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів. Для вуглецевих сталей із твердістю поверхонь зубців менш НВ 350 і термічною обробкою (поліпшенням)

;

К_HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають ;

- коефіцієнт безпеки.

Для шестерні

,

для колеса

.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається за формулою:

.

Необхідна умова виконана.

Коефіцієнт приймаємо вище ніж рекомендується для цього випадку, тому що з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала й погіршують контакт зубців.

Приймаємо попередньо, як у випадку несиметричного розташування коліс значення .

Приймаємо для шевронних коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані .

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців за формулою:

де для шевронних коліс К_а = 43, а передавальне число нашого редуктора uр = 4. Найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66, a_W = 140 мм.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за наступною рекомендацією:

,

m_n = 2мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців в = 30° і визначимо числа зубців шестерні і колеса.

.



Тоді .

Уточнене значення кута нахилу зубців

в = 31°

Основні розміри шестерні колеса:

Діаметри ділильні

,

.

Перевірка:

.

Діаметри вершин зубців

,

.

Сумарна ширина пів шевронів колеса і шестерні

b₂ = ш_ba. a_w = 0,63^. 140 = 88 мм.

b₁ = b₂ + 5 мм = 88,2 + 5 = 93мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

Ш_bd = = = 1,66

Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

V = = = 2,85 м/с.

При такій швидкості для шевронних коліс варто прийняти 8 степінь точності.

Коефіцієнт навантаження

K_H = K_Hв. K_Hб. K_Hх.

Значення K_Hв при Ш_bd = 1,66, НВ ? 350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор...