Разработка конструкции двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора

Федеральное агентство по образованию

Филиал  государственного образовательного учреждения

Высшего профессионального образования

(Самарского  Государственного Технического  университета)

г. Сызрани 
 
 

Кафедра ТМ 
 
 
 
 
 

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ

по дисциплине:

«Детали машин».

на тему:

«Разработка конструкции двухступенчатого

коническо-цилиндрического  редуктора» 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Содержание 

1. Кинематический и энергетический расчёт привода……………….……..3
2. Расчёт передач редуктора……………………………………………….…5
3. Предварительный расчёт валов…………………………………………..10
4. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса….11
5. Эскизная компоновка редуктора…………………………………………13
6. Подбор подшипников……………………………………………………..15
7. Проверка прочности шпоночных соединений…………………………..21
8. Проверочный расчёт валов редуктора…………………………………..22
9. Выбор муфты………………………………………………………………28
10. Смазка редуктора………………………………………………………….29
11. Сборка редуктора………………………………………………………….30
12. Библиографический список ……………………………………………….31

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Кинематический  и энергетический расчёт привода.

 

Определяем требуемую  мощность электродвигателя на основании  исходных данных.

где    N = 9,1 кВт – мощность на ведомом валу привода;

h - КПД привода, равный произведению частных КПД;

где по [1, табл. 1.1]

h_Ц. = 0,95 – КПД цепной передачи,

h₁ = 0,97 – КПД пары  конических зубчатых колес ,

h₂=0,98 – КПД пары цилиндрических зубчатых колес,

h_П. = 0,99 – КПД в подшипниках.

По таблице  П5 и П6 выбираем электродвигатель АОП 2-61-6 с n_дв. =970 об/мин

N_ном=10 кВт, d_дв=40 мм.

Передаточное  отношение

где    n_дв. =970 об/мин. – частота вращения выбранного электродвигателя,

n = 40 об/мин. – частота вращения ведомого вала. 

Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные передаточные числа: цепной передачи конической быстроходной пары i_Б =2,5; цилиндрической

тихоходной пары i_Т =3,15. Тогда передаточное отношение редуктора

Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:

Ведущий вал редуктора

;

Промежуточный вал редуктора

 
 
 
 

Ведомый вал редуктора

 
 
 

    Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя:

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчёт  передач редуктора.

Расчет  конической быстроходной зубчатой пары

(i_Б=2,5)

Для уменьшения габаритов редуктора применим стали  с повышенными механическими характеристиками. По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь

40ХН улучшенную  с твердостью  НВ 280 и для колес  сталь 40ХН улучшенную с твердостью  НВ 250

Рассчитываем  допускаемые контактные напряжения

где     =2НВ+70 – предел контактной выносливости при базовом числе

циклов по [1, табл. 3.2];

K_HL =1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора;

[n]_H =1,15 – коэффициент запаса прочности. 

    Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного (консольном) расположения колёс .

    Коэффициенты  ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени y_bRe =0,285.

Внешний делительный диаметр колеса 

Здесь принято  u_Б=i_Б=2,5. Примем по СТ СЭВ 310-76 d_e2=180мм

Число зубьев шестерни z₁=24, число зубьев колеса

z₂=z₁u_Б =24* 2,5=60.

Внешний окружной модуль

Углы делительных  конусов 

 

Внешнее конусное расстояние

длина зуба

принимаем b=28мм. 
 

Внешний делительный  диаметр шестерни

Средний делительный  диаметр шестерни и колеса

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость и степень точности передачи

По данной скорости назначаем 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений 

где     К_Нb =1,2 – по [1, табл. 3.5];

К_Нa =1,07  – по [1, табл. 3.4];

К_Нn =1,05 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

  .

Внешний диаметр  вершин зубьев шестерни и колеса

Силы, действующие  в зацеплении быстроходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где     - коэффициент нагрузки,

здесь K_Fb =1,29 по [1, табл. 3.7];

K_Fv =1,35 по [1, табл. 3.8]; 
 

Эквивалентные числа зубьев

Допускаемое напряжение и отношения

где     - предел выносливости при отнулевом цикле

изгиба;

- коэффициент запаса прочности  по [1, табл. 3.9];

Проверяем зуб  колеса

. 

Расчет  цилиндрической тихоходной  зубчатой пары

(i_Б=3,55)

Материал шестерни и колеса те же, что и для быстроходной пары, поэтому

.

Коэффициент нагрузки при не симметричном расположении колес  принимаем 

Принимаем коэффициент  ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние тихоходной ступени из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где     K_Нb =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения

колес

Принимаем по стандарту  а_w =112а мм. 

Нормальный модуль зацепления

По СТ СЭВ 310-76 принимаем  мм.

Принимаем предварительный  угол наклона зубьев b = 10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₃=26.

Тогда . 
 

Уточняем значения угла b:

; .

Основные размеры  шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры  вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент  ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс быстроходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где     К_Нb =0,955 – по [1, табл. 3.5];

К_Нa =1,09  – по [1, табл. 3.4];

К_Нn =1 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

  .

Силы, действующие  в зацеплении быстроходной ступени:

Окружная

Радиальная