Выбор двигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода. Параметры конической зубчатой и цилиндрической косозубой передач. Разработка конструкций валов, зубчатых колес и корпуса редуктора. Построение эпюр изгибающих моментов, выбор муфты.
Аннотация к работе
Целью данного курсового проекта является разработка конструкции привода общего назначения, состоящего из электродвигателя и двухступенчатого редуктора. Двигателем служит трехфазный асинхронный электродвигатель, крутящий момент от которого через клиноременную передачу предается на быстроходный вал редуктора. В качестве быстроходной ступени выступает коническая передача и в качестве тихоходной - цилиндрическая косозубая передача.Во-первых, для снижения материалоемкости редуктора при относительно несложной технологии изготовления передач назначаем для шестерен обеих ступеней закалку ТВЧ, а для колес - улучшение.Ориентировочное передаточное число привода: , (2.4.) где - ориентировочные передаточные числа конической и цилиндрической передач. [П. 4.1.1.] для мощности ближайшую частоту вращения к имеем двигатель 4А180М8У3, у которого . Уточняем общее передаточное число привода и передаточные числа каждой ступени: .Как было принято ранее, назначаем для зубьев шестерни поверхностную закалку ТВЧ, а для колеса - улучшение. Рассчитаем допускаемое контактное напряжение шестерни: . коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев (принято шлифование). Допускаемое контактное напряжение колеса рассчитаем аналогично: ; (3.2.) Так как передача относится к группе II, в качестве допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее из двух следующих значений: ;Внешний делительный диаметр колеса: . Принимаем - коэффициент нагрузки. коэффициент, учитывающий особенности контакта зубьев. Принимаем из ряда стандартных размером (ГОСТ 2185-66), . Предварительное число зубьев колеса: , где - коэффициент, взятый из [1, табл.Уточним коэффициент нагрузки : . Для данного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности. 3.3] определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями . Следовательно, условие контактной выносливости выполняется. Коэффициент, учитывающий особенности контакта зубьев: .Средние делительные диаметры шестерни и колеса: ; Высота головки зуба в среднем сечении: ; Коэффициенты изменения расчетной толщины зубьев шестерни и колеса: ; Высота ножки зуба в среднем сечении: ; Угол ножки зуба: ;Осевая сила на шестерне: (3.16.)Поскольку принято, что виды упрочнения и материалы шестерен и колес редукторных передач одинаковы, при расчете допускаемых напряжений цилиндрической передачи остается лишь уточнить эквивалентные числа циклов нагружений , , , и определить коэффициенты долговечности , , , . Так как цилиндрическая шестерня находится на одном валу с коническим колесом, то эквивалентные числа циклов для них будут одинаковыми, т. е.Из условия контактной выносливости определяем главный параметр передачи - межосевое расстояние , (3.17.) где - коэффициент, зависящий от типа передачи; коэффициент ширины зубчатого венца [1, табл. Принимаем стандартное значение . Округляем до стандартного значения .Уточняем коэффициент нагрузки: . Значение принимаем по [1, рис. Для заданного значения окружной скорости по рекомендациям назначаем 8-ю степень точности. Определяем контактные напряжения: , (3.24.) где - для стальных колес; Коэффициент, учитывающий влияние многопарности зацепления на изгибную выносливость: ;Диаметры вершин зубьев: ;Окружная сила: .В соответствии с рекомендациями выбираем из атласов по деталям машин конструкцию коническо-цилиндрического редуктора, которую будем считать прототипом разрабатываемого редуктора. Естественно, конструктивные решения отдельных его деталей и узлов будут изменены.По ГОСТ 12080-66 принимаем стандартный цилиндрический концевой участок. Диаметр под уплотнением принимаем . Диаметр резьбового участка принимаем таким, чтобы диаметр впадин резьбы . На резьбовой участок накручивается круглая шлицевая гайка ГОСТ 2524-70. Диаметр подшипниковых шеек принимаем больше диаметра резьбового участка .Проектирование начнем с определения диаметра участка под колесом: . Выбираем значение по ряду нормальных линейных размеров. Диаметр под подшипником принимаем . Диаметр буртика колеса: , (4.5.) где - величина фаски, определяется по [1, табл. с. Диаметр под шестерней принимаем равным диаметру под колесом .Расчет диаметров тихоходного вала начнем с определения диаметра концевого участка Принимаем стандартный цилиндрический концевой участок, у которого , , , . Принимаем согласно внутреннему диаметру манжеты [1. Диаметр подшипниковой шейки принимаем большим диаметра под уплотнением, кратный пяти . Диаметр под колесом принимаем из ряда нормальных линейных размеров .Диаметр фланца стакана примем равным . Внутренний диаметр стакана принимаем по наружному диаметру подшипников быстроходного вала . Диаметр центров окружностей винтов , соединяющих стакан с корпусом редуктора: . При проектировании крышки подшипника быстроходного вала за основу примем стандартную торцевую крышку с отверстием для манжетного уплотнителя. Наружный диаметр и диаметр центров окружностей винтов примем по размерам стакана: , .Диаметр ступицы колеса: .Диаметр ступицы: .Корпус проектируем согласно рекомендаци
План
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1. АНАЛИЗ ТЕХНИЧЕСКОГО ЗАДАНИЯ
2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ, СИЛОВОЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА
3.1 Расчет конической зубчатой передачи
3.1.1 Проектный расчет конической передачи
3.1.2 Проверочный расчет
3.1.3 Геометрический расчет
3.1.4 Расчет сил в зацеплении
3.2 Расчет цилиндрической косозубой передачи
3.2.1 Проектный расчет
3.2.2 Проверочный расчет
3.2.3 Геометрический расчет
3.2.4 Расчет сил в зацеплении
4. РАЗБОРКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА РЕДУКТОРА
4.1 Конструирование валов
4.1.1 Расчет быстроходного вала
4.1.2 Расчет промежуточного вала
4.1.3 Расчет тихоходного вала
4.2 Конструирование стакана и крышек подшипников
4.3 Разработка конструкции зубчатых колес
4.3.1 Разработка конструкции цилиндрического колеса