ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное общеобразовательное учреждение высшего профессионального образованияИнженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений.Примем следующие значения КПД: - для цепной передачи: h1 = 0,93 По требуемой мощности выбираем электродвигатель 112М4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Рдвиг.=5,5 КВТ. По формулам для двухступенчатого редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число: U3 = 0.8 x = 0.8 x = 3,04 Примем U3 = 2,5 Примем стандартное значение для цепи: Рассчитанные частоты вращения валов сведены ниже в таблицу : Вал 1-й n1 = nдвиг = 1432 об./мин.Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: - для шестерни : сталь : 45 термическая обработка : улучшение твердость : HB 285.5 ZN = , где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твердости поверхности зубьев: NHG = 30 x HBCP2.4 ? 12 x 107 ZR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1…1,15 . 18[2]): aw = Ka x (U 1) x , где Ка = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность: KH = KHV x KHB x KHA где KHV = 1,1 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения); KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников.Расчетное значение контактного напряжения: H = ? [s]H где Z = 9600 - для прямозубой передачи.Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведенного числа зубьев zv и коэффициента смещения. Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле: Yb = 1 - = 1 - = 1Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса. YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями. YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле aw = Ka x (U 1) x , где Ка = 49,5 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность: KH = KHV x KHB x KHA где KHV = 1,09 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения); KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. KHO - 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 прямозубой передачи: KHO = 1 0.06 x (nct - 5) = 1 0.06 x (8 - 5) = 1,18Расчетное значение контактного напряжения: SH = ? [s]H где Z = 9600 - для прямозубой передачи.Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведенного числа зубьев zv и коэффициента смещения.Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр вала при допускаемом напряжении [тк] = 20 Мпа вычисляем по формуле: dв ? Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 22 мм.Под подшипники выбираем диаметр вала: 45 мм.
План
Содержание
Введение
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. Расчет 1-й цепной передачи
3. Расчет 2-й зубчатой цилиндрической передачи
3.1 Проектный расчет
3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
4. Расчет 3-й зубчатой цилиндрической передачи
4.1 Проектный расчет
4.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
5. Предварительный расчет валов
5.1 Ведущий вал
5.2 2-й вал
5.3 Выходной вал
6. Проверка прочности шпоночных соединений
6.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи
6.2 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
6.3 Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи
6.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
8. Расчет реакций в опорах
8.1 1-й вал
8.2 2-й вал
8.3 3-й вал
9. Построение эпюр моментов валов
9.1 Расчет моментов 1-го вала
9.2 Эпюры моментов 1-го вала
9.3 Расчет моментов 2-го вала
9.4 Эпюры моментов 2-го вала
9.5 Расчет моментов 3-го вала
9.6 Эпюры моментов 3-го вала
10. Проверка долговечности подшипников
10.1 1-й вал
11. Уточненный расчет валов
11.1 Расчет 1-го вала
12. Выбор сорта масла
13.4 Технология сборки редуктора
Заключение
Список использованной литературы
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
