Уточненный расчет редуктора - Курсовая работа

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, ременную или цепную передачу. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.Определим общий КПД привода где - КПД муфты, ; КПД учитывающий потери пары подшипников качения, ;Учитывая рекомендации ([3], стр.5-7) и полученные выше некоторые параметры привода выбираем электродвигатель по ГОСТ 13859-68 ([3],стр.51,табл.2).Согласно рекомендации ([3], стр.7) принимаем и определяем передаточное число открытой конической передачи:Частоты вращения валов об/мин; Определим мощности на валахЖелая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3],стр.53,табл.4, 6, стр.54, табл.7). Наименование Марка стали Термообработка Твердость, Ннв Предел прочности, МПА Предел текучести, МПАОбщее число работы привода за расчетный период работы часа. С учетом циклограммы нагрузки определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 2: . Базовое число циклов перемены напряжений для колеса 2: .Предельные допускаемые напряжения для шестерни 1 и колеса ([3],стр.15): МПА, МПА.Принимаем значение параметра ([3],стр.59,табл.11). Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([3],стр.15). Определим диаметр начальной окружности шестерни ([3],стр.21): мм. Ширина венца шестерни 1 ([3],стр.21): мм, по ГОСТ 6636-69 ([3],стр.59,табл.12) принимаем b1=60 мм.Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.62,табл.16). Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи ([3],стр.61,табл.15). Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ([3],стр.25): , где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3],стр.25). Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3],стр.24): .Расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3],стр.26): МПА, где .Коэффициент безопасности ([3],стр.16), где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала колес ([3],стр.57,табл.9); коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса ([3],стр.17). Допускаемые напряжения изгиба для шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.16): МПА, МПА, где - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрациям напряжений ([3],стр.43,рис.6);Предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.58,табл.10): МПА, МПА.Коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.46,рис.12): т.к. коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ([3],стр.29): , где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3],стр.28);Расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3],стр.30): МПА, т.к.Диаметры окружностей впадин шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.30): мм, мм. Общая ширина зубчатого венца шестерни 1 и колеса 2: мм, мм. Принимаем по ГОСТ 6636-69 мм, мм. Параметры зацепления передачи сводим в таблицу. Таблица 3 - Геометрические параметры зубчатой цилиндрической передачиЖелая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3],стр.53,табл.4, 6, стр.54, табл.7). Наименование Марка стали Термообработка Твердость, Ннв Предел прочности, МПА Предел текучести, МПАПределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни 3 и колеса 4: МПА, МПА. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для колеса 4 и шестерни 3: МПА, МПА. Предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.58,табл.10): МПА, МПА. Согласно рекомендации ([9],стр.8-9) зададимся количеством зубьев шестерни 3 и колеса 4: , , принимаем , . Значения коэффициентов определяем по графику ([3],стр.46,рис.12): , > , расчет выполняем по колесу 4 ([3],стр.27)., то принимаем колеса прямозубые. Рабочая ширина зубчатого венца ([3],стр.38): мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем мм. Определяем углы делительных конусов ([3],стр.38): , . Проверяем правильность выбора параметра ([3],стр.39): , соответственно параметр выбран правильно. Числа зубьев шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.22,39): , , принимаем , .По ГОСТ 1643-72 ([3],стр.17,табл.17) назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ([3],стр.25): , где ; Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3],стр.24): . Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев ([3],стр.24) . Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес ([3],стр.24) Н1/2/мм.

Содержание

Введение

1. Энергетический и кинематический расчеты привода

1.1 Определение расчетной мощности привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

2. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

2.6 Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость

2.8 Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

2.9 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

2.10 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

2.11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

3. Расчет открытой передачи привода

3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колес

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.3 Проектировочный расчет на контактную выносливость

3.4 Проверочные расчеты по контактным напряжениям

3.5 Допускаемые напряжения изгиба

3.6 Проверочные расчеты по напряжениям изгиба

3.7 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

4. Предварительный расчет валов. Выбор муфты

5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колес, корпус и крышки редуктора

6. Первый этап эскизной компоновки редуктора

7. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности

7.1 Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы

7.2 Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых узлах и проверка долговечности подшипников

8. Второй этап эскизной компоновки редуктора

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Назначение посадок основных деталей редуктора

12. Смазка редуктора

13. Сборка редуктора

Литература