В данной работе приводится расчет цилиндрического косозубого двухступенчатого редуктора по заданным исходным данным, применяемого в приводах общего назначения.

В расчетно-пояснительной записке выполнен энергокинематический расчет привода; выполнено проектирование редуктора, в частности расчет косозубой передачи; выполнен ориентировочный расчет валов; конструирование зубчатого колеса и вала и крышки подшипника; выбор типа и размеров подшипников качения; уточненный расчет валов; выбор смазки подшипников и зацепления и подбор муфт.

1. Назначение и краткое описание привода

 

Целью данной работы является проектирование привода цепного транспортера. Приводом называется система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение одного или нескольких твердых тел, входящих в состав машины.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.

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. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), по относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные).

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Привод составлен из асинхронного двигателя, одноступенчатого цилиндрического редуктора. Редуктор является горизонтальным.

Данный курсовой проект включает в себя сборочный чертеж редуктора со спецификацией, привода, деталирование промежуточных вала, зубчатого колеса и шестерни.

 

Энергокинематический расчет привода

2.1. Выбор электродвигателя, определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням привода

 

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h1 = 0,97

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2 = 0,97

- для открытой цепной передачи: h3 = 0,92

 

Общий КПД привода будет:

 

h = h1 x h2 x h3 x hподш.4 x hмуфты= 0,97 x 0,97 x 0,92 x 0,994 x 0,98 = 0,815

 

где hподш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.

      hмуфты = 0,98 - КПД муфты.

 

Делительный диаметр тяговой звёздочки:

 

D = = = 838,688 мм

 

где t - шаг зубьев тяговой звёздочки, Z - количество зубьев тяговой звёздочки.

 

Угловая скорость на выходном валу будет:

 

wвых. = = = 4,531 рад/с

 

Требуемая мощность двигателя будет:

 

Pтреб. = = = 5,828 кВт

 

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1440 об/мин, угловая скорость

 

wдвиг. = = = 150,796 рад/с.

 

Oбщее передаточное отношение:

 

U = = = 33,281

 

Примем для передач, не входящих в редуктор, следующие передаточные числа из рекомендуемых диапазонов (см. табл. 1.2[2]):

 

U₃ = 1,66 – для цепной передачи.

 

Тогда суммарное передаточное число редуктора:

 

U(ред.) = = = 20,049

 

По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора, выполненного по разветвлённой схеме, для тихоходной передачи получаем передаточное число:

 

U2 = 0.88 x = 0.88 x = 3,94

 

Примем U2 = 4

 

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

 

U1 = = = 5,012

 

Примем U1 = 5 – для быстроходной зубчатой цилиндрической передачи.

 

2.2. Определение вращающих моментов, угловых скоростей и частоты вращения валов.

 

 

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:

 

Вал 1-й	n1 = nдвиг. = 1440 об./мин.	w1 = wдвиг. = 150,796 рад/c.
Вал 2-й	n2 = = = 288 об./мин.	w2 = = = 30,159 рад/c.
Вал 3-й	n3 = = = 72 об./мин.	w3 = = = 7,54 рад/c.
Вал 4-й	n4 = = = 43,373 об./мин.	w4 = = = 4,542 рад/c.

 

Мощности на валах:

 

P1 = Pтреб. x hподш. x hмуфты = 5,828 x 103 x 0,99 x 0,98 = 5769,72 Вт

 

P2 = P1 x h1 x hподш. = 5769,72 x 0,97 x 0,99 = 5540,662 Вт

 

P3 = P2 x h2 x hподш. = 5540,662 x 0,97 x 0,99 = 5320,698 Вт

 

P4 = P3 x h3 x hподш. = 5320,698 x 0,92 x 0,99 = 4846,092 Вт

 

Вращающие моменты на валах:

 

T1 = = = 38261,758 Нxмм

 

T2 = = = 183715,044 Нxмм

 

T3 = = = 705662,865 Нxмм

 

T4 = = = 1066951,123 Нxмм

Проектирование редуктора

3.1 Расчет первой ступени. Выбор материала и термической обработки для зубчатых колес

 

 

 

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

 

- для шестерни: сталь: 45

                        термическая обработка: улучшение

                        твердость: HB 230

 

- для колеса: сталь: 45

                        термическая обработка: улучшение

                        твердость: HB 210

 

3.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса первой ступени

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]), будут:

 

[s]H =,

 

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

 

sH lim b = 2 x HB + 70.

 

sH lim(шестерня) = 2 x 230 + 70 = 530 МПа;

sH lim(колесо) = 2 x 210 + 70 = 490 МПа;

 

S_H - коэффициент безопасности S_H = 1,1; Z_N - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

 

ZN =,

 

где N_HG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

 

NHG = 30 x HBср2.4 £ 12 x 107

NHG(шест.) = 30 x 2302.4 = 13972305,126

NHG(кол.) = 30 x 2102.4 = 11231753,462

 

NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов.

 

Nк = 60 x n x c x tS

 

Здесь:

 

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 1440 об./мин.; nкол. = 288 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

 

tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

 

- Lг=8 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=24 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,7 - коэффициент годового использования;

- kс=0,78 - коэффициент суточного использования.

 

tS = 365 x 8 x 1 x 24 x 0,7 x 0,78 = 38263,68 ч.

 

mH - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

 

mH = S = + + + = = 0,87

 

Тогда:

 

Nк(шест.) = 60 x 1439,996 x 1 x 38263,68 = 3305972768,717

Nк(кол.) = 60 x 287,999 x 1 x 38263,68 = 661194094,579

 

NHE(шест.) = 0,87 x 3305972768,717 = 2876196308,784

NHE(кол.) = 0,87 x 661194094,579 = 575238862,284

 

В итоге получаем:

 

ZN(шест.) = = 0,412

Так как ZN(шест.)<1.0, то принимаем ZN(шест.) = 1

 

ZN(кол.) = = 0,519

Так как ZN(кол.)<1.0, то принимаем ZN(кол.) = 1

 

ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

 

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1,15.

 

Предварительное значение межосевого расстояния:

 

aw' = K x (U + 1) x 

 

где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

 

aw' = 10 x (5 + 1) x = 118,236 мм.

 

Окружная скорость Vпредв.:

 

Vпредв. = = = 2,972 м/с

 

По найденной скорости получим Zv:

 

Zv = 0.85 x Vпредв.0.1 = 0.85 x 2,9720.1 = 0,948

 

Принимаем Zv = 1.

 

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [s]H1 = = 433,636 МПа;

 

для колеса      [s]H2 = = 400,909 МПа;

 

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле на стр. 14[2]:

 

[s]H =

 

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

 

[s]H = = 417,593 МПа.

 

Требуемое условие выполнено: 

 

[s]H = 417,593 МПа < 1.25 x [s]H2 = 1.25 x 400,909 = 501,136 МПа.

 

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]), будут:

 

[s]F =,

 

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

 

sF lim(шестерня) = 414 МПа;

sF lim(колесо) = 378 МПа;

 

S_F - коэффициент безопасности S_F = 1,7; Y_N - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

 

YN =,

 

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

 

NFG = 4 x 106

 

NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов.

 

Nк = 60 x n x c x tS

 

Здесь:

 

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 1440 об./мин.; nкол. = 288 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

 

tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

 

- Lг=8 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=24 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,7 - коэффициент годового использования;

- kс=0,78 - коэффициент суточного использования.

 

tS = 365 x 8 x 1 x 24 x 0,7 x 0,78 = 38263,68 ч.

 

mF - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

 

mF = S = + + + = 1,152

 

Тогда:

 

Nк(шест.) = 60 x 1439,996 x 1 x 38263,68 = 3305972768,717

Nк(кол.) = 60 x 287,999 x 1 x 38263,68 = 661194094,579

 

NFE(шест.) = 1,152 x 3305972768,717 = 3808480629,562

NFE(кол.) = 1,152 x 661194094,579 = 761695596,955

 

В итоге получаем:

 

YN(шест.) = = 0,319

Так как YN(шест.)<1.0, то принимаем YN(шест.) = 1

 

YN(кол.) = = 0,417

Так как YN(кол.)<1.0, то принимаем YN(кол.) = 1

 

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

 

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

 

Допустимые напряжения изгиба:

 

для шестерни    [s]F1 = = 243,529 МПа;

 

для колеса      [s]F2 = = 222,353 МПа;

 

По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

 

aw = Ka x (U + 1) x,

 

где Кa = 43 - для косозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

 

KH = KHv x KHb x KHa

 

где KHv = 1,059 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:

 

KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw

 

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:

 

ybd = 0.5 x yba x (U + 1) = 0.5 x 0,315 x (5 + 1) = 0,945

 

По таблице 2.7[2] KHbo = 1,142. KHw = 0,2 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

 

KHb = 1 + (1,142 - 1) x 0,2 = 1,028

 

Коэффициент KHa определяют по формуле:

 

KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw

 

KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:

 

KHao = 1 + 0.25 x (nст - 5) = 1 + 0.25 x (9 - 5) = 2

Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHao = 1.6

 

KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,2 = 1,12

 

В итоге:

 

KH = 1,059 x 1,028 x 1,12 = 1,219

 

Тогда:

 

aw = 43 x (5 + 1) x = 140,956 мм.

 

Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 140 мм.

 

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

 

d2 = = = 233,333 мм.

 

Ширина:

 

b2 = yba x aw = 0,315 x 140 = 44,1 мм.

 

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 45 мм.

 

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

 

mmax » = = 2,745 мм.

 

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

 

mmin =

 

где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

 

KF = KFv x KFb x KFa

 

Здесь коэффициент KFv = 1,119 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

 

KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,142 = 1,116

 

KFa = KHao = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

 

Тогда:

 

KF = 1,119 x 1,116 x 1,6 = 1,998

 

mmin = = 0,917 мм.

 

Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2.

Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 10o.

Суммарное число зубьев:

 

ZS = = = 137,873

 

Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа ZS = 138. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев:

 

b = = = 9,696o

 

Число зубьев шестерни:

 

z1 = ³ z1min = 17 x Cos3(b) = 16,282»17 (для косозубой и шевронной передач).

 

z1 = = 23

 

Принимаем z1 = 23

 

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ³ 17.

 

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

 

z2 = ZS - z1 = 138 - 23 = 115

 

Фактическое передаточное число:

 

Uф = = = 5

 

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

 

Делительное межосевое расстояние:

 

a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2 x (115 + 23) = 138 мм.

 

Коэффициент воспринимаемого смещения:

 

y = = = -1

 

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

 

d1 = = = 46,667 мм.

 

d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 140 - 46,667 = 233,333 мм.

 

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

 

da1 = d1 + 2 x (1 + x1) x m = 46,667 + 2 x (1 + 0) x 2 = 50,667 мм.

 

df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 46,667 - 2 x (1.25 - 0) x 2 = 41,667 мм.

 

da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 233,333 + 2 x (1 + 0 - (-1)) x 2 = 236,533 мм.

 

df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 233,333 - 2 x (1.25 - 0) x 2 = 228,333 мм.