Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес и промежуточного вала. Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов. Проверка редуктора на статическую прочность.
Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения. Потребляемую мощность (КВТ) на выходном валу редуктора по крутящему моменту ТТ (Н·м) и частоте вращения NT (мин-1) определяют по формуле: (2.1) Коэффициент полезного действия двухступенчатого редуктора определяют с учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи: (2.3)После выбора двигателя становятся известны его мощность и частота вращения при номинальной нагрузке.Частота вращения шестерни быстроходной ступени:
Частота вращения колеса быстроходной ступени:
Частота вращения шестерни тихоходной ступени:
Частота вращения колеса тихоходной ступени:
Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:
Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной ступени):
Момент на валу шестерни быстроходной ступени:Для зубчатых колес проектируемого редуктора принят материал 40ХН (одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применяют улучшение и закалку ТВЧ.Наименование параметров уравнения (3.1) и рекомендации по определению их значений: a) - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, исходя из способа упрочнения поверхности принимаем: б) - минимальный коэффициент запаса прочности; (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением) /1/ (3.2) где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев /1/: Эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE при ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2) определяют по формуле: (3.3)Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяют по формуле: (3.4) в) коэффициент долговечности определяют по формуле: (3.5) где - базовое число циклов напряжений;С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно прежде всего определить межосевое расстояние AWT и модуль МТ. Значение межосевого расстояния: (3.7) где - для прямозубых колес; - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния /1/; ; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес принимают в зависимости от коэффициента: (3.8) По формуле (3.7) определим межосевое расстояние: Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа, кратного пяти. Принимаем . Максимально допустимый модуль , мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания Минимально допустимый модуль , мм определяют из условия прочности: (3.10) где для прямозубых передач; ; ; - рабочая ширина зубчатого колеса, которую рассчитывают по формуле: Минимально допустимый модуль определим по формуле (3.10): Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m.Коэффициент , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес Коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; при .Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями; /2/. Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий /2/: Коэффициент , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений;Коэффициент ширины зубчатых колес определяют по формуле: (3.31) где ; ; Максимальное значение модуля определяют из условия неподрезания зубьев у основания: Минимальное значение модуля определяют из условия прочности: где - для прямозубых передач; Минимальное значение модуля: Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m. Суммарное число зубьев: Число зубьев шестерни: Принимаем . Межосевое расстояние: Делительные и начальные диаметры шестерни и колеса: Диаметр вершин зубьев: Диаметр впадин зубьев: Ширина зубчатого венца колеса: Принимаем /2/.При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.Для быстроходного (входного) вала: принимаем по ГОСТ 12080-66 ; принимаем /2/; По ГОСТ 8338-75 выбираем для быстроходного вала подшипник 207. Параметры этого подшипника приведены в таблице 4.1. Для промежуточного вала: принимаем /2/;Рабочую длину шпонки рассчитывают по формуле: Длина шпонки: Из ряда длин призматических шпонок выбираем длину l=36 мм. Окончательно принимаем: «Шпонка 10х8х36 ГОСТ 23360-78». Рассчитаем рабочую длину шпонки по формуле: Длина шпонки: Из ряда длин призматических шпонок выбираем длину l=56 мм. Окончательно принимаем: «Шпонка 16х10х56 ГОСТ 23360-78». Рабочую длину шпонки рассчитывают по формуле: Длина шпонки: Из ряда длин призматических шпонок выбираем длину l=18 мм.Шестерни изготавливаются как одно целое с валом (вал-шестерня), что увеличивает жесткость вала. Съемные зубчатые колеса, для снижения массы, делают с более тонким диском и облегченным ободом. Конструкция зубчатого колеса тихоходного вала: Размеры зубчатого колеса округляют до нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636 - 69 /2/.
План
Содержание
1. Исходные данные
2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
2.1 Выбор электродвигателя
2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора
2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора
3. Расчет зубчатых колес
3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес
3.2 Допускаемые контактные напряжения
3.3 Допускаемые изгибные напряжения
3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи
3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям
3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба
3.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи
4. Разработка эскизного проекта
4.1 Диаметры валов и выбор подшипников
4.2 Подбор шпоночных соединений
4.3 Конструкция элементов зубчатых колес
4.4 Смазывание трущихся поверхностей редуктора и выбор уплотнений
4.5 Компоновка редуктора
5. Проверочный расчет промежуточного вала
5.1 Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов
5.2 Проверка на статическую прочность
6. Расчет подшипников на долговечность
7. Описание конструкции
Список литературы
1. Исходные данные
Исходными данными для курсового проектирования редуктора являются: а) схема редуктора показана на рис. 1.1;
б) вращающий момент на выходном конце тихоходного вала ТТ=600 Н·м;
2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
2.1 Выбор электродвигателя редуктор электродвигатель зубчатый колесо
Список литературы
1. Проектирование цилиндрических редукторов. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Уфимский государственный авиационный технический университет, Сост.: В.К. Итбаев, Л.Н. Тархов. - Уфа, 2009. - 36с.;
2. Расчет валов цилиндрических редукторов на статическую и усталостную прочность: Методические указания к курсовому проектированию / Уфимский государственный авиационный технический университет; Сост.: Л.Н. Тархов, В.К. Итбаев, А.В. Зырянов. - Уфа, 2008. - 62с.
3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия»., 2006 - 496 с.
4. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1 / Б.А. Богачев, А.В. Буланже и др.; Под общ ред. д-ра техн. Наук проф. Д.Н. Решетова.-5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992.-352 с: ил.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
