Определение кинематических и энергетических параметров редуктора. Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям. Смазывание трущихся поверхностей редуктора. Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов.
Аннотация к работе
В данном курсовом проекте спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор по развернутой вертикальной схеме. Редуктор предназначен для передачи 7,5 КВТ мощности, обеспечивает на выходе момент 700 Нм при частоте 85 об/мин, при этом ресурс должен быть не менее 12000 часов. Корпус выполнен разъемным по осям валов, состоит из основания, промежуточного корпуса и крышки. Основной корпус, промежуточный корпус и крышку фиксируют относительно друг друга болтами и цилиндрическими штифтами, установленными без зазора. Для увеличения жесткости на корпусе предусмотрены ребра жесткости.Исходными данными для курсового проектирования редуктора являются: а) схема редуктора показана на рис.1.1; б) вращающий момент на выходном конце тихоходного вала ТТ=800 Н·м; в) частота вращения тихоходного вала NT=70 мин-1;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 ступениПри этом твердость сердцевины зубьев шестерни и колеса принимает значение 269…302 HB, твердость поверхности зубьев 48…53 HRC (427…484 HB).Для расчета принимаем твердость сердцевины зуба равную 302НВ,а твердость поверхности зуба 50,5HRC /2/.Наименование параметров уравнения (3.1) и рекомендации по определению их значений: a) предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений /2/: б) SH - минимальный коэффициент запаса прочности; SH =1,2 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением) /1/ в) ZN - коэффициент долговечности /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; NFE - эквивалентное 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: Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца: /2/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.Значение округляют в ближайшую сторону до целого числа.Фактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т.е.Межосевое расстояние: Делительные и начальные диаметры: Диаметр вершин зубьев: Диаметр впадин зубьев: Ширина зубчатого венца колеса: Принимаем /2/.Окружная сила:
Радиальная сила:Коэффициент , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес Коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; приРасчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни: Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса: Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями; /2/.Коэффициент ширины зубчатых колес определяют по формуле: гдеМаксимальное значение модуля определяют из условия неподрезания зубьев у основания: Минимальное значение модуля определяют из условия прочности: , где - для прямозубых передач;Суммарное число зубьев: Число зубьев шестерни: ПринимаемФактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т.е.Делительные и начальные диаметры шестерни и колеса: Диаметр вершин зубьев: Диаметр впадин зубьев: Ширина зубчатого венца колеса: Принимаем /2/.Окружная сила:
Радиальная сила: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 /2/. принимаем /2/; принимаем /2/. По ГОСТ 8338-75 выбираем для быстроходного вала подшипник 206. Для промежуточного вала: принимаем /2/; Для тихоходного вала: принимаем ;/2/. принимаем /2/. принимаем /2/. принимаем /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
3.4.1 Определение межосевого расстояния
3.4.2 Назначение модуля передачи
3.4.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса
3.4.4 Уточнение передаточного числа
3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
3.4.6 Определение сил в зацеплении
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
3.7.1 Определение межосевого расстояния
3.7.2 Назначение модуля передачи
3.7.2 Назначение модуля передачи
3.7.3 Определение числа зубьев шестерни и колес
3.7.4 Уточнение передаточного числа
3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса