Проектирование одноступенчатого редуктора - Курсовая работа

Спроектировать одноступенчатый редуктор с закрытой цилиндрической косозубой передачей и цилиндрической шестерней на выходном 180 Нм - крутящий момент на выходном валу; 360 - частота вращения выходного вала;Редуктором называют механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах.Определяем потребляемую мощность привода: Рпот = = = 6,785 КВТ= где - КПД подшипника на входном валу, = 0,99Определяем частоту вращения вала электродвигателя. Определив мощность и частоту вращения электродвигателя, по таблице 24.9 2 подбираем электродвигатель с мощностью P, КВТ, и частотой вращения n, ротора, ближайшими к Рпот = 7,6 КВТ и оборотами (720..1800)= = = 4,019На колесе = = = 189,39 Нм;8.7 выбираем для изготовления шестерни и колеса материалРассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле: где [SH1,2] - допускаемое контактное напряжение, МПА; SHLIM1,2 - предел выносливости материала, определяем по эмпирическим значениям, указанным в таблице 2.2 МПА; Коэффициент долговечности ZN1,2 определяем по формуле: , но ? 2,6 при SH = 1,1; Коэффициент ZN учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач (при NH <NHG ). Определяем базовое число циклов для контактных напряжений где c - число зацеплений колеса, n - частота вращения, - срок службы передачи, ч.Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле , где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба Мпа, значения которого приведены в табл. SF - коэффициент безопасности, рекомендуют SF = 1,5...1,75 (смотри табл. YA(KFC) - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке YA=1 При переменных режимах нагрузки, подчиняющихся типовым режимам нагружения.Межосевое расстояние определяется по формуле: - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния, = рекомендуемые значения = (0,3..0,5). коэффициент концентрации нагрузки для контактных напряжений по длине зуба, зависит от расстояния передачи относительно опор.Модуль зацепления определяется по формуле: m = = = 1,25...2,5 мм Принимаем по стандартному ряду модулей m = 2,5 мм Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса: = = 97,03 Число зубьев шестерни определим из соотношения: = = = 19,331 Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитываем как = 0.4 • 125 = 50 ммРасчетом должна быть проверена справедливость соблюдения следующего неравенства: где ZHB - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, Для необходимо рассчитать - коэффициент торцового перекрытия: = где и - числа зубьев зацепляющихся колес Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Н?мм на шестерне проверяемой передачи: , где h - КПД передачи, он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно h = 0,97. Скорость в зацеплении определяется по формуле: где d - диаметр колеса, мм n - частота вращения колеса, Скорость в зацеплении: = = 3,71 В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. На практике ошибки нарезания зубьев могут устранить двупарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев.Расчет выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колеса и их геометрических параметров. Проверяют справедливость соотношения расчетных напряжений изгиба SF и допускаемых напряжений [SF]: , где коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба, Для необходимо рассчитать коэффициент повышения изгибной прочности вследствие наклона изгибной линии: = = 1-= 0,9 коэффициент концентрации нагрузки для изгибных напряжений по длине зуба, зависит от расстояния передачи относительно опор. Назначаем по табл 2.7 3 в зависимости от скорости и степени точности методом линейной интерполяции.Принимаем среднее значение твердости для шестерни Определяем реальное число циклов для напряжений изгиба. в соответствии с III режимом нагружения принимаем по табл 8.9 1 =0,065 и коэффициент m = 6 (структура металла однородна по объему) Определим коэффициент YN Определяем допускаемое изгибное напряжение для зубьев шестерни и колеса: = = 255,1 МПА Диаметр вершины шестерни: коэффициент смещения принят равным нулю.В проектируемых редукторах для изготовления валов рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.Определение минимального диаметра вала исходя из условия прочности по касательным напряжениям. db = = = 25,21 мм Скорректируем диаметр входного вала по диаметру вала электродвигателя согласно соотношению db = = =(30,4...

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора

1.1 Определение требуемой мощности

1.2 Определение КПД привода

1.3 Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя

1.4 Определение передаточного числа редуктора

1.5 Определение крутящих моментов на валах редуктора

2. Проектировочный расчет зубчатой передачи

2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

2.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений

2.3 Проектный расчет зубчатой передачи

2.4 Геометрический расчет закрытой передачи

2.5 Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям

2.6 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

3. Расчет открытой передачи

4. Расчет валов

4.1 Выбор допускаемых напряжений на кручение

4.2 Конструирование быстроходного вала

4.3 Конструирование тихоходного вала

5. Конструирование элементов редуктора

5.1 Общие рекомендации

5.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора

5.3 Фиксирующее крепление крышки к корпусу

5.4 Конструктивное оформление опорной части корпуса

5.5 Конструктивное оформление крышки люка

5.6 Конструирование колеса

5.7 Предварительное назначение подшипников

6. Проверочный расчет тихоходного вала

6.1 Расчет усилий в опорах вала

6.2 Построение эпюр моментов и определение максимального момента

6.3 Проверочный расчет вала на усталостную прочность

7. Проверочный расчет подшипника по динамической грузоподъемности

8. Проверочный расчет шпоночных соединений

9. Выбор сорта масла и уплотнений

Список литературы

Приложение