Цилиндрический редуктор с консольной шестерней - Курсовая работа

В машиностроении находят широкое применение редукторы - механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу. Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.1.1 [1] примем следующие значения КПД: - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?1 = 0,98В таблице П.1 (см. приложение [1]) по требуемой мощности выбираем электродвигатель (ГОСТ 19523 - 81) трехфазный короткозамкнутый серии А4, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112МВ6У3, с параметрами: Nдв = 4 КВТ;U = nдв / nвр = 949 / 45 = 21

2.4. Разбивка передаточного отношения.

U = U1U2 = 1,1U22

U1 = 1,1U2

U2 = v(U/1,1) ? 4

U1 = 21/4 = 5,25а) вращающийся вал конвеераnб = 949 об/мин, nt = nб / Uцил = 949 / 5,25 = 180,76 об/мин, nвр = nt / Uцеп = 180,76 / 4 = 45,19 об/мин.1 - шестерня 2 - колесо.Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. таблица 8.7 [2]). Зубчатое колесо Марка стали Твердость ?в, МПА ?Т, МПА Термообработка[?H] = (?H lim b* KHL) / [SH], (формула (3.9) [1]), где ?H lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов; 3 [1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением): ?H lim b = 2Hi 70 . Коэффициент долговечности: KHL = (NH0i / NHI)1/6, где NH0i - базовое число циклов нагружения; c = 1 - число колес, находящихся в зацеплении;Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5 [1] : KH? = 1,2 (при консольном расположении шестерни). Примем: ?ba = 0,2 (при консольном расположении шестерни).36 [1]) принимаем m = 3 мм.При ?ba = 0,2 примем предварительно угол наклона зубьев ? = 20°.Uф = z2 / z1 = 79 / 15 = 5,267

Проверка: ((5,25 - 5,267) / 5,25) * 100% = 0,32% < 3%.?ф = arccos(m(z1 z2) / 2a) = arccos(3*(15 79) / 2*150) = 19,9484° cos?ф = 0,94.диаметры делительные: d1 = m * z1 / cos ?ф = 3 * 15 / cos(20) = 47,872 мм; Проверка: a = (d2 d1) / 2 = (252,128 47,872) / 2 = 150 мм. диаметры вершин зубьев: da1 = d1 2m = 47,872 2 * 3 = 53,872 мм;Торцевое перекрытие: ?a = 1,88 - 3,2 *((1/z1) (1/z2)) cos?ф = 1,88 - 3,2 * ((1/15) (1/79)) * 0,94 = 1,64 > [1,2] ?? = b*sin? / pm = 30*sin19,9484 / 3,14*3 = 1,1 > [1].Силы, действующие в зацеплении (формулы (8.3) и (8.4) гл.Передача удовлетворяет степени точности.Т = Тмах?Нрм = 2,8 * ?Т - для улучшения

?Нрм1 = 2,8 * 600 = 1680 МПА

?Нрм2 = 2,8 * 450 = 1260 Мпа?Нм = ?H * v (Tmax/Тном) = 486 * v 2,1 = 704,28 МПА < ?Нрм = 1260 МПА.кн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту, при наклоне до 60o кн = 1; кр = 1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при периодическом регулировании; Ксм = 1 - коэффициент, учитывающий способ смазки, в нашем случае при непрерывной смазке; Кп = 1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, в нашем случае олносменная работа. В таблице 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t.Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 22 мм.Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи , принимаю [тк] = 17 МПА. dв2 = (16 * 180*103 / (3,142 * 17))1/3 = 37,78 мм.Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше: d1 = 47,872 мм; da1 = 53,872 мм. b1 = 34 мм. Длина ступицы: Lct = (0,8...1,5)d к2 = 40 … 75 мм, принимаем 48 мм.Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора = 0.025 * a 1 = 0,025 * 150 1 = 4,75 мм Так как должно быть ? ? 8.0 мм, принимаем ? = 8.0 мм. Так как должно быть ?1 ? 8.0 мм, принимаем ?1 = 8.0 мм. Принимаем болты с резьбой М16.Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1427, 85 Н; Fr = 552,87 Н; Fa = 518, 24 Н. Проверка: Rаб Ft1 - Rбб = 1427,85 1472,85 - 2855,7 = 0 Проверка: Rаг Fr1 - Rбг = 323,16 552,87 - 876 = 0 Подбираю подшипники по более нагруженной опоре «Б». Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1]): Рэ = (ХVRГ YPA) * K? * Kt в которой радиальная нагрузка Rг =2987 Н; осевая нагрузка Pa= Fa = 518, 24 Н; V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов K? = 1 (см. табл.Нагрузки: Ft = 1427, 85 Н; Fr = 552,87 Н; Fa = 518, 24 Н. Нагрузка на вал от цепной передачи: Fв = 2010, 95 Н. Составляющие этой нагрузки Fцв = Fцг = Fв * sin 45 = 1422Н. Проверка: Rвв Ft2 - Rгв Fцв = 128,74 1427,85 - 2978,59 1422 = 0 Выбираю подшипники по более нагруженной опоре «Г».Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл.

Содержание

1. Введение

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 КПД привода

2.2 Мощность на вращающемся валу привода

2.3 Общее передаточное отношение

2.4 Разбивка передаточного отношения

2.5 Крутящие моменты на валах

2.6 Частоты врашения валов

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов шестерни и колеса

3.2 Допускаемые контактные напряжения на выносливость

3.3 Проектировочный расчет на контактную выносливость

3.3.1 Межосевое расстояние

3.3.2 Модуль зацепления

3.3.3 Числа зубьев колес

3.3.4 Фактическое передаточное отношение

3.3.5 Фактический угол наклона зубьев

3.3.6 Основные размеры шестерни и колеса

3.3.7 Коэффициент перекрытия передачи

4. Усиия в зацеплении

5. Проверочный расчет спроектированной передачи

5.1 Расчет на контактную выносливость

5.2 Расчет на контактную прочность при действии Тмах

5.2.1 Допускаемые контактные напряжения

5.2.2 Действительные максимальные напряжения

6. Расчет цепной передачи

7. Предварительный расчет валов редуктор

7.1 Ведущий вал

7.2 Ведомый вал

8. Конструктивные размеры шестерни и колеса

9. Конструктивные размеры корпуса редуктора

10. Проверка долговечности подшипника

10.1 Ведущий вал

10.2 Ведомый вал

11. Проверка прочности шпоночных соединений

11.1 Ведущий вал

11.2.Ведомый вал

12. Уточненный расчет валов

12.1 Ведущий вал

12.2 Ведомый вал

13. Выбор сорта масла

14. Технология сборки редуктора

15. Заключение

16. Список использованной литературы

цилиндрический редуктор шестерня

В машиностроении находят широкое применение редукторы - механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

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