Кинематический и силовой расчет редуктора. Особенность обоснования подбора электродвигателя. Предварительное вычисление валов и выбор подшипников. Выявление конструктивных размеров шестерен и зубчатых колес. Характеристика проверки шпоночных соединений.
Аннотация к работе
Спроектировать двухступенчатый горизонтальный редуктор с косозубым зацеплением быстроходной ступени и шевронным зацеплением тихоходной ступени для механического привода. 2) Скорость движения ленты, V=1 м/сПривод механизма служит для передачи вращения от вала электродвигателя к валу ленточного конвейера. Электродвигатель превращает электрическую энергию в механическую, вал двигателя совершает вращательное движение, но число оборотов вала двигателя очень велико для скорости движения рабочего органа.В общем виде к.п.д. передачи определяется по формуле: где - к.п.д. отдельных элементов привода. Промышленность выпускает данные двигатели со следующими синхронными частотами вращения 314, 157, 105, 79 . 1.2 Определим возможные передаточные числа редуктора В результате расчета получим следующие передаточные числа редуктора Где - крутящий момент на быстроходном валу редуктора; - крутящий момент создаваемый двигателем; - мощность выбранного двигателя; - КПД муфты; - КПД от второго вала к первому.Практика проектирования двухступенчатых редукторов показывает, что при одном и том же моменте на тихоходном валу для передачи заданной мощности его габариты масса и стоимость тем больше. Рассчитаем несколько вариантов и выберем такой вариант чтобы масса привода была минимальной. 2.1 Для оценки предварительных размеров можно воспользоваться формулами Результаты сведем в таблицу 2 Результаты сведем в таблицу 3.Для шестерни и колеса применим одну и ту же марку стали с различной обработкой. Допускаемые контактные напряжения определим по формуле: Для улучшения предел контактной прочности SHLIMB = 2НВШ 70, где ?H lim b-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений NHO (NHO-базовое число циклов); коэффициент безопасности Sн = 1,15, KHL-коэффициент долговечности. Рассчитаем предел усталостной прочности: для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВШ = 280, для колеса термообработка - улучшение, твердость НВК = 250. Допускаемые контактные напряжения определим по формуле: Для улучшения предел контактной прочности SHLIMB = 2НВШ 70, где ?H lim b-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений NHO (NHO-базовое число циклов); коэффициент безопасности Sн = 1,15, KHL-коэффициент долговечности. Рассчитаем предел усталостной прочности: для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВШ = 250, для колеса термообработка - улучшение, твердость НВК = 230.по СТ СЭВ 229 - 75 принимаем межосевое расстояние по 2-му ряду . Определим угол наклона делительной линии зуба : ; Проверим расчет, определив d1 и d2 Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям Определим угол наклона делительной линии зуба : Суммарное число зубьев: Уточним угол наклона зубьевКрутящие моменты в поперечных сечениях валов: - быстроходного - Т1 =69,98 Нм; Диаметр выходного конца ведущего вала находим по формуле Диаметр шеек под подшипник Учитывая диаметр впадин шестерни шестерню выполняем заодно с валом. У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения под колесом 2.Шестерня 1: ; ; Так как диметр вала под шестерню 45 мм, то шестерню выполним за одно с валом. Диаметр и длинна ступицы Диаметр центров отверстий Так как диметр вала под шестерню 45 мм, то шестерню выполним съемной.Корпус редуктора служит для размещения в нем деталей передач, обеспечения смазки зацепления и подшипников, предохранения деталей от загрязнения, восприятия усилий в зацеплении зубчатых колес. Для удобства монтажа деталей, корпус выполняется разъемным. Корпус изготовим из материала - серый чугун СЧ15 ГОСТ 1412-79. Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипниковВыявляем расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор. Ориентировочно назначаем для валов роликовые конические подшипники, подбирая их по диаметрам посадочных мест, для быстроходного вала принимаем роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами без упорных буртов на одном из колец, чтобы обеспечить одинаковое нагружение полушевронов. Принимаем зазоры между торцами колес и опорой, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса Подшипник в корпус редуктора размещаем углубив их на 3…4 мм от внутренней стенки. Зазор между наружной поверхностью колес и внутренней стенкой принимаем 10мм.Проверим правильность определения диаметра вала в сечении II под колесом 2 Эквивалентный изгибающий момент в сечении II Для промежуточного вала принимаем сталь 45 ГОСТ 1050-88. Рисунок 6 - Эпюры крутящих и изгибающих моментов.Принимаем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему. Наиболее опасным является сечении II в месте расположения колеса 2, концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Амплитуда нормальных напряжений изгиба среднее напряжение изгиба , - коэффициенты концентрации напряжений с учетом влияний шероховатости поверхности. гдеВ главе 10.
План
Содержание
Вступление
1. Кинематический и силовой расчет редуктора
1.1 Определим мощность двигателя по исходным данным технического задания
1.2 Определим возможные передаточные числа редуктора
1.3 Определим передаточные числа ступеней редуктора для всех принятых вариантов
2. Обоснование выбора электродвигателя
2.1 Для оценки предварительных размеров можно воспользоваться формулами
2.2 Массу редукторов приблизительно оценим по формуле
3. Расчет допускаемых напряжений
3.1 Выбор материала для зубчатых колес
3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [SH]
4. Расчет геометрических параметров передач
5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
6. Конструктивные размеры шестерен и зубчатых колес