Привод с одноступенчатым цилиндрическим зубчатым редуктором

Редуктор, установленный в приводе конвейера. Выбор двигателя и расчет напряжений. Предельные напряжения изгиба для колеса. Расчет прямозубых передач без смещения. Приведенный модуль упругости. Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.
Краткое сожержание материала:

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ОТКРЫТЫЙ

УНИВЕРСТЕТ

ПОДОЛЬСКИЙ ИНСТИТУТ

Курсовой проект по деталям приборов

«Привод с одноступенчатым цилиндрическим зубчатым редуктором»

Выполнил(а):

Группа:

Шифр:

Преподаватель:

2010 г.

Содержание:

1) задание

2) выбор двигателя

3) расчет зубчатой передачи

4) расчет 1 вала, подшипника, шпонки

5) расчет 2вала, подшипника, шпонки

П5-1.3. Расчет редуктора с цилиндрической прямозубой передачей

I. Задание

Рассчитать редуктор, установленный в приводе конвейера (рис. П5-3) при следующих исходных данных: N_g= 5,5 кВт; n_g= 730 ; общее передаточное отношение i= 3; редуктор должен работать 8 ч. в сутки, 300 дней в году в течение 10 лет; режим нагружения II; кратковременная перегрузка равна 2. Редуктор изготовлен в отдельном корпусе; смазка погружением колес в масляную ванну. Конструкция подобна рис. П5-3, но вместо радиально- упорных роликовых следует устанавливать шариковые радиальные подшипники.

II. Выбор двигателя и расчет допускаемых напряжений

1. Выбираем для колеса и шестерни сравнительно недорогую сталь 40Х (поковка). По таблице 8.8 [4] назначаем для колеса термообработку- улучшение НВ 230...260, _в= 950 МПа, _т= 700 МПа ; для зубьев шестерни азотирование 50...59 НRC при твердости сердцевины 26...30 HRC. При этом обеспечивается приработка колес, т.к.

Н₁= (230...260); Н₂= (50...59)*10 и Н₂> H₁.

2. Определяем допускаемые напряжения.

По табл. 8.9 [4] для колеса предел выносливости

_F02= 1,8*HB₂=1,8*245= 441МПа;

для шестерни

_F01= 12*28+ 300= 636 МПа.

Определяем из таблицы 8.10[4] для колеса коэффициент K_FE= 0,14 при m=6 (выполнена шлифованная переходная поверхность зубьев).

Вычислим эквивалентное число циклов для колеса

N_FE= 0,14*N= 0,14*3,46*10⁷= 0,48*10⁷> N_F0= 4*10⁶.

При этом K_FL = (N_FO/N_FE)^1/6 <.1 и принимаем K_FL= 1.

Также и для шестерни, т.к. для нее N= 13,84*10⁷ . При неверсируемой передаче K_FC= 1.

По таблице 8.9 коэффициент безопасности s_F= 1,75. Для обоих колес

допускаемые напряжения изгиба по формуле (8.67)[1]

[_F1]= (_F01/s_f)K_FCK_FL= (636/1,75)*1*1= 363 МПа;

[_F2]= (_F02/s_f)K_FCK_FL= (441/1,75)*1*1= 252 МПа.

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке (табл. 8.9)

контактные

[_H1]_max= 30*HRC= 30*55= 1650 МПа.

Предельные напряжения изгиба для колеса

[_F2]_max= 2,74HB= 2,74*245= 671,3 МПа,

для шестерни

[_F1]_max= 1000 МПа.

Двигатель АО2-52-8 выбираем по таблице:

Тип передачи	uср	umax	Тип передачи	uср	umax
Зубчатая передача редуктора: а) цилиндрические колеса - прямозубые - косозубые - шевронные	3-4 3-5 4-6	12,5 12,5 12,5	Червячная: -редуктора -открытая Цепная	8-40 15-60 3-4	90 100 8
б) конические колеса Открытая зубчатая передача цилиндрическими колесами	2-3 4-6	6 20	Ременная: - плоскоременная открытая; - плоскоременная с натяжным роликом; - клиноременная	2-4 3-5 2-4	10 15 10
Тип передачи	Значения к.п.д.	Примечание
	В масляной ванне	открытая
Зубчатая цилиндрическая	0,96- 0,98	0,94- 0,96
Зубчатая коническая	0,96- 0,97	0,93- 0,95
Червячная при числе заходов - z= 1 - z=2 - z=3…4	0,7- 0,75 0,75- 0,85 0,85- 0,93	0,44- 0,48	Для самотормозящей передачи
Ременная - с плоским ремнем - с клиновым ремнем		0,96- 0,98 0,95- 0,97
Цепная	0,95- 0,97	0,92- 0,95



III. Расчет зубчатой передачи

4. Крутящие моменты:

на входном валу

М_кр1= 30N₁/(n₁)= 30*4,4*10³/(160*3,14)= 104Нм

на выходном валу

М_кр2= М_кр1i = 262*10³*3,34*0,97= 360*10³Нмм

5. Рассчитываем прямозубую пару.

По рекомендациям табл. 8.4 [4] принимаем `_ba=0,4. При этом по имеем

`_bd=0,5_ba(u+1)= 0,5*0,4*(3,34+1)= 0,92

По графику рис.8.15 находим K_H= 1,03

Определяем приведенный модуль упругости

Е_пр= 2Е₁Е₂/(Е₁+ Е₂)= 2,1*10⁵МПа.

Находим межосевое расстояние

A=0,85*(u₂+1){Е_пр*М_кр2* K_H/([_H]²u²_2ba)}^1/3=

= 0,85*(3,34+1){2,1*10⁵*849*10³*1,07/(509²*3,34²*0,4)}^1/3= 108,3мм

Округляем до А= 110ммНаходим b'_w= _ba*0,4= 110*0,4=44мм

По табл. 8.5 [1] принимаем `_m= 30 и находим модуль

m= b'_w/ `_m=80/30= 1,46мм. Принимаем m= 1,5 мм.

Суммарное число зубьев

z'= 2A/m= 2*110/1,5= 147.

(При расчете прямозубых передач без смещения модуль следует подбирать так, чтобы z' было целым.)

Число зубьев щестерни

z'₁= z'/(u+1)= 147/(3,6+1)= 32.

Принимаем z₁= 37> 17 и поэтому не требуется смещение.

Число зубьев колеса

z₂= z'- z₁= 147- 32= 115.

Фактическое передаточное отношение

u₂= z₂ /z₁= 115/32= 3,59.

Делительные диаметры шестерни и колеса

d₁=z₁*m= 32*1,5= 48; d₂= z₂*m= 115*1,5= 172,5 мм.

6. Проверочный расчет на усталость по контактным на...