Редуктор, его назначение и устройство - Курсовая работа

7.5 Суммарные реакции в опорах: (приведенные в одну плоскость), которые потребуются при подборе подшипников 7.8 Касательные напряжения от нулевого цикла 7.9 Эффективные коэффициенты концентраций напряжений (шпоночная канавка) для стали 35 с (табл.1.5) /3/ 7.11 Коэффициент безопасности только по изгибу 8.1 Толщина стенок корпуса и крышкиПодбор и расчет муфтu1=3 - конич. пер. Представленный на рис.1 привод ленточного конвейера предназначен для работы согласно графику нагрузки рис 3.1 с ресурсом работы L=6 лет с коэффициентами и суточного использования.общий КПД привода от двигателя до барабана, , (2.2) где hмуфты = 0,99 (с.5 [2]), h1=0,99 - КПД, учитывающий потери в паре подшипников, h2=0,96 - КПД зубчатой конической передачи, h3 =0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи, h4 =0,93 - КПД, учитывающий потери в цепной передаче.оценочное передаточное отношение привода, которое связано с передаточным отношением последовательно соединяемых передач зависимостью: , (2.4)По полученным данным выбираем асинхронный трехфазный двигатель серии 4А112МЧУ3, у которого NДВ=5,5КВТ, dвых=32мм, синхронная частота вращения , . Проверяем соблюдение требование графика нагрузки и характеристики двигателя. По характеристике двигателя 4А112МЧУ3 (с.7 [2])Для всех валов привода: (2.7)(2.8)Примем материал шестерни Сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость поверхности зубьев шестерни НВ=270.Допускаемые контактные напряжения для конических колес определяется по формуле, н/мм2: (3.1), (3.2) где - меньшее из значений и , - коэффициент безопасности (с.42 [1]), ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи: (3.3) где - можно определить по формуле: , - Для ступенчатой циклограммы нагружения: (3.4) где T=T1 - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Н?м T2 - момент, действующий в течении часов, С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (с.42 [1]); Для ступенчатой циклограммы нагружения: ?F lim В - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений.Контактные напряжения: (3.8) где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2Принимаем число зубьев шестерни z1=19, определяем модуль зацепления по формуле мм (3.16) Определяем действительное число зубьев шестерни Определяем внешние делительные диаметры по формуле Определяем внешние диаметры вершин зубьев Определяем внешние диаметры впадин зубьевПо контактным напряжениям (шестерня): (3.42) где ZH=1.77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (с.44 [1]); ZE=275 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (с.44 [1]); Z?=1.0 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (с.44 [1]). Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле: Н/мм, (3.43) где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов, (табл.4.2.9 [1]) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, .Предельные контактные напряжения: (3.47) где - предельные контактные напряжения при перегрузке, - максимально допускаемые контактные напряжения, Предельные напряжения изгиба: (3.48) где - предельные напряжения при изгибе, - максимально допускаемые напряжения при изгибе, Таким образом, контактная и изгибная прочность зубьев, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.Принимаем для шестерни Сталь 40Х (улучшение) со следующими механическими свойствами: Предел прочности: Твердость: 270 НВДопускаемые контактные напряжения для шестерни определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле: (4.1) где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов твердость зубьев, - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи: (4.2) где - можно определить по формуле: - Для ступенчатой циклограммы нагружения: (4.3) где T=T1 - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Н?м T2 - момент, действующий в течении часов, С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; Для ступенчатой циклограммы нагружения: принимаем (длительно работающая передача) = 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;Контактные напряжения при кратковременной перегрузке: (4.10) где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни (с.44 [1]): (4.12) где - вспомогательный коэффициент, - крутящий момент на валу шестерни, Н?м коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при и НВ<350 (рис.4.2.3а [1]); Принимаем , Межосевое расстояние передачи: (4.14) Принимаем межосевое расстояние в соответствии с ГОСТ 2185-66 а=160мм (табл.4.2.4 [1]) Принимаем минимальное значение модуля 1-го

Содержание

Введение

1. Кинематическая схема привода

2. Кинематический расчет привода

2.1 Требуемая мощность электродвигателя для привода

2.2 Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя

2.3 Выбор мощности электродвигателя

2.4 Выбор двигателя

2.5 Угловые скорости и частоты вращения на валах

2.6 Мощности на валах

2.7 Крутящие моменты на валах

3. Расчет конической передачи

3.1 Выбор материала зубчатой передачи

3.2 Допускаемые напряжения

3.2.1 Допускаемые контактные напряжения

3.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

3.3 Предельные напряжения при кратковременной перегрузке

3.4 Проектный расчет закрытой конической передачи

3.5 Проверочный расчет

3.6 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке

4. Расчет цилиндрической косозубой передачи

4.1 Выбор материала зубчатых колес

4.2 Допускаемые напряжения

4.2.2 Напряжения изгиба

4.3 Предельные напряжения при кратковременной перегрузке

4.4 Проектный расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

4.5 Проверочные расчеты косозубой цилиндрической передачи

4.6 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке

5. Расчет цепной открытой передачи

6. Ориентировочный расчет валов

6.1 Быстроходный вал

6.2 Промежуточный вал

6.3 Тихоходный вал

7. Проверочный расчет на усталостную прочность выходного вала редуктора

7.1 Схема нагружения вала (силы, действующие в зацеплении)

7.2 Изгибающие моменты в плоскостях

7.3 Эпюра суммарных изгибающих моментов

7.4 Эпюра крутящих моментов

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в который помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацепления и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).