Одноступенчатый Конический Редуктор Курсовая
Одноступенчатый Конический Редуктор Курсовая
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого конического
зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на
выход валу двигателя, частоты вращения выходного вала и рассчитанного
коэффициента полезного действия ( КПД ), выбор материала зубчатых колёс,
определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются
основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников,
рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные
соединения, определяется ресурс подшипников.
In the given course project the account of the single-stage
cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of the
electric motor is carried out , proceeding from a potency on an output to the
shaft of a drive, frequency of rotation of the target shaft and designed
efficiency , choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed
contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary
diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the
reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on
strength and endurance, the resource of bearings is determined.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего
момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Конические редукторы
применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи -
зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе
редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников.
В данном курсовом проекте необходимо: произвести кинематический расчёт
передачи, выбрать материал зубчатых колес и определить допускаемые контактные и
изгибные напряжения, определить основные параметры передачи, исходя из критерия
контактной выносливости, рассчитать геометрию передачи, определить окружную
скорость в зацеплении, найти усилия, действующие в зацепление и проверить
передачу на контактную и изгибную выносливость, определить ориентировочный
диаметр валов, ориентировочно наметить диаметры вала для установки на валах
подшипников качения, выполнить эскизную компоновку выходного вала, рассчитать
на прочность и выносливость выходной вал редуктора, определить ресурс выбранных
ранее подшипников, произвести расчёт на прочность шпоночных соединений с валом.
Графическая честь представляет собой сборочный чертёж конического редуктора
со спецификацией деталей и рабочие чертежи указанных в задании деталей.
Мощность на выходном валу редуктора: N2= 15 000 Вт;
Срок службы передачи:= 3 000 часов.
Рис. 1. Кинематическая схема привода с коническим одноступенчатым
редуктором: 1 - электродвигатель; 2 - упругая муфта; 3 - ведущий вал; 4 -
ведомый вал.
Общий КПД редуктора равен, произведению КПД последовательно соединенных
подвижных звеньев, определяется по формуле:
η = η12 η2 η3.; η = 0,992 · 0,98 · 0,98 = 0,94,
где η 1 =0,99 - КПД одной пары подшипников;
η 2 =0,98 - КПД конических зубчатых
колес;
.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
N1 = , N1 =
= 15936 Вт,
где
N2 - мощность на тихоходном валу, Вт;
Принят
асинхронный электродвигатель4A200M8У3, номинальные параметры, которого равны:
n1 = 730 мин -1
- частота вращения вала;
NЭД = 18,5 кВт -
номинальная мощность электродвигателя;
.4
Определение передаточного числа редуктора
где
n1 - частота вращения ведущего (быстроходного) вала,
мин -1;
n2 - частота
вращения ведомого (тихоходного) вала, мин -1.
Ближайшее
значение по ГОСТ 2185-81 u =3,15.
1.5
Вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора
T1 = 9,55 ∙
, T1 = 9,55 · = 208 Нм.
Вращающий
момент на тихоходом (ведомом) валу:
, = 3,17 ·
208 · 0,94 = 623 Нм.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи,
приняты материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл.
3.3[8]):
.1 Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев шестерни:
= 2 ∙
НВı + 70 = 2 · 260 + 70 = 590 МПа;
= 2 ∙
НВ₂ + 70 = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;
.2
Определение коэффициента долговечности, при расчете на контактную выносливость
Расчетное
число циклов напряжений, при заданном сроке службы:
60 · 730
· 3 000 = 131 · 106 циклов;
60 · 230
· 3 000 = 41 · 106 циклов, где
3 000
часов - заданное число часов работы привода.
ZHL = 1 -
коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки
передачи, так как , где = 20 ·
106 - базовое число циклов напряжений, при термической обработке -улучшение.
.3
Допускаемые контактные напряжения
Где
SH min = 1,1- минимальный коэффициент запаса прочности,
зависящий от вида термической обработке материала.
Для прямозубых колес в качестве расчетного допустимого контактное
напряжение принято наименьшее из допускаемых напряжений:
Где
SFmin = 1,75 - минимальный коэффициент запаса прочности,
зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс,
изготовленных из поковок);
YN = 1 -
коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;
Yα = 1 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения
нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки).
В
качестве расчетного допустимого изгибного напряжение принято наименьшее из
допускаемых напряжений: 237 МПа.
.1 Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию
контактной выносливости:
где
Kd =165 - вспомогательный коэффициент;
0,85 -
коэффициент формы зуба (п.4.5. [8], таблица 4.14);
1,08 -
коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине
контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес, зависящего
от и схемы расположения колёс относительно опор.
(таблица 4.3. [8])
-
коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра: 0,166 ∙ = 0,55.
По
ГОСТ 12289-76 (табл. 4.13 [8]) 355 мм.
Значение
b = b1 = b2 = 55 мм - ширины венцов зубчатых колёс, определяется
в зависимости от внешнего делительного диаметра и
передаточного числа u, по ГОСТ 12289-76.
.2
Определение числа зубьев колеса (по эмпирической формуле (4.37) [8]).
Где
С = 18 - числовой коэффициент, зависящий от вида упрочнения зубьев (по таблице
4.14 [8]).
.3
Определение числа зубьев шестерни
.4
Определение фактического передаточного числа.
; = 3,17
Отклонение
от ранее принятого значения нет
Рис. 2. Основные геометрические параметры конической передачи
шестерни:
90 − 72,47 = 17,53º = 17º 32´.
, Re =
= 186,14 мм.
,
Rm = 186,14 − 0,5 · 55 = 158,64 мм.
Внешний
окружной модуль для конических колёс с прямыми зубьями округляют до
стандартного значения (ГОСТ 9563-60),принят 4,50 мм.
;
mnm= = 3,84 мм.
; 4,50 · 24 = 108,00 мм,
+ 2 ·
me · cosδ = 108,00
+ 2 · 4,50 · cos17,53 = 116,58 мм,
= 342,00
+ 2 · 4,50 · cos72,47 = 344,71 мм.
;
d1 = = 92,04 мм,
где
= 0° угол наклона линии зубьев.
;
υ = = 3,52 м/с.
При такой скорости, для колес прямозубых, принята 8-я степень точности.
Ft1 = Ft2 =
Ft = = = 4274 ≈ 4280 Н.
.2
Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе
Fа1 = Fr2 = Ft·tgα·sinδı= 4280·0,364·0,301=469≈470 Н.
.3 Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе
Fr1 = Fa2 = Ft·tgα·соsδı=4280·0,364·0,954=1486≈1490
Н.
.1 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость.
Расчетное напряжение, из условия обеспечения контактной выносливости
зубьев
Где
- коэффициент нагрузки, при проверке на контактную
выносливость:
где
1,00 - коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями (п. 4.3. [8]);
1,08 -
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине
контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес (по Табл.
4.3. [8]);
1,08 -
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по
Табл. 4.6. [8]);
Фактические
контактные напряжения могут превышать допускаемые не более чем на 5÷8 %. Недогрузка по контактным напряжениям не может
превышать 10¸12 %.
.2
Проверочный расчёт передачи на изгибную выносливость
Расчетного
напряжения, из условия обеспечения изгибной выносливости зубьев:
Где
- коэффициент нагрузки при проверке на изгибную
выносливость.
где 1,00 - коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности
изготовления (п. 4.3. [8]);
1,04 -
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
(по Табл. 4.4. [8]);
1,20 -
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по
Табл. 4.7. [8]);
коэффициент
формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев , для прямозубой конической передачи, определяется по
формуле:
Таблица 1. Основные параметры проектируемой зубчатой
передачи конического редуктора
Расчёт одноступенчатого конического редуктора . Курсовая ...
Расчет одноступенчатого редуктора с конической передачей
Проектирование конического одноступенчатого редуктора
Редуктор конический одноступенчатый прямозубый ( Курсовая ...)
Расчет и проектирование одноступенчатого конического ...
Русский Язык Сочинение Никогда Не Забуду
Сочинение На Тему Масленица 2 Класс
Сочинение Рассуждение Мое Отношение К Чацкому
Как Пишется Начало Сочинения
Интересная Профессия Сочинение 10 Предложений