Проектирование Редуктора Курсовая
Проектирование Редуктора Курсовая
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
. Определение основных кинематических и энергетических
параметров редуктора
.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его
между ступенями редуктора
.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на
валах редуктора
.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес
.2 Допускаемые контактные напряжения
.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи
.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по
контактным напряжениям
.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям
изгиба
.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи
.1 Диаметры валов и выбор подшипников
.3 Конструкция элементов зубчатых колес
.4 Смазывание трущихся поверхностей редуктора и выбор
уплотнений
. Проверочный расчет промежуточного вала
.1 Определение реакций в опорах и построение изгибающих
моментов
.2 Проверка на статическую прочность
. Расчет подшипников на долговечность
Исходными данными для курсового проектирования редуктора являются:
а) схема редуктора показана на рис. 1.1;
б) вращающий момент на выходном конце тихоходного вала Т Т =600
Н·м;
в) частота вращения тихоходного вала n Т =100 мин -1 ;
г) длительность работы под нагрузкой L h =10000 ч;
Рисунок 1.1 - Кинематическая схема редуктора
2. Определение основных кинематических и энергетических параметров
редуктора
редуктор электродвигатель зубчатый колесо
Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту
вращения.
Потребляемую мощность (кВт) на выходном валу редуктора по крутящему
моменту Т Т (Н·м) и частоте вращения n Т (мин -1 )
определяют по формуле:
Тогда требуемая мощность (кВт) электродвигателя:
Коэффициент полезного действия двухступенчатого редуктора определяют с
учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи:
Здесь - КПД зубчатой передачи, - КПД пары подшипников, - КПД муфты /2/.
Требуемую мощность определяют по формуле (2.2):
Требуемая частота электродвигателя:
где - передаточное число редуктора,
- частота вращения быстроходного (входного) вала редуктора.
Для двухступенчатого цилиндрического редуктора примем и вычислим предварительную частоту
вращения вала электродвигателя:
Подбираем электродвигатель /2, таблица 24.8/ с мощностью и частотой вращения близкой к . Выбираем асинхронный двигатель
серии АИР 132S4/1440 мощностью , синхронной частотой вращения и асинхронной частотой вращения вала
электродвигателя .
После выбора двигателя становятся известны его мощность и частота вращения при номинальной нагрузке.
Передаточное число тихоходной и быстроходной ступеней редуктора определяют, из соотношения
/2, стр. 9, табл. 1.3/:
Отклонение фактического передаточного числа от значения , полученного по формуле (2.8), не
должно превышать 4%, т.е.
Частота вращения шестерни быстроходной ступени:
Частота вращения колеса быстроходной ступени:
Частота вращения шестерни тихоходной ступени:
Частота вращения колеса тихоходной ступени:
Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:
Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной
ступени):
Момент на валу шестерни быстроходной ступени:
.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес
Для зубчатых колес проектируемого редуктора принят материал 40ХН
(одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной
поверхности зубьев применяют улучшение и закалку ТВЧ. При этом твердость
сердцевины зубьев шестерни и колеса принимает значение 269…302 HB, твердость
поверхности зубьев 48…52 HRC /2/.
Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете
ведется по формуле:
Наименование параметров уравнения (3.1) и рекомендации по определению их
значений:) - предел контактной выносливости, соответствующий базовому
числу циклов напряжений, исходя из способа упрочнения поверхности принимаем:
б) - минимальный коэффициент запаса прочности; (для зубчатых колес с поверхностным
упрочнением) /1/
где -
базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости,
определяют по средней твердости поверхностей зубьев /1/:
Эквивалентное число циклов перемены напряжений N HE при
ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2) определяют по формуле:
Для шестерни быстроходной передачи:
По формуле (3.2) находим коэффициент долговечности.
Из (3.1) найдем допускаемые контактные напряжения.
Для шестерни быстроходной передачи:
За допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений
допускаемых напряжений, т.е. .
Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном
расчете определяют по формуле:
Наименование параметров уравнения (3.4) и определение их значений:
а) предел выносливости зубьев при изгибе /2/:
б) S F -коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с поверхностным
упрочнением /1/;
в) коэффициент долговечности определяют по формуле:
где -
базовое число циклов напряжений;
-
эквивалентное число циклов напряжений. При ступенчатой циклограмме нагружения
(рис. 1.2):
где для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев /1/.
Для шестерни быстроходной передачи:
По формуле находим допускаемое напряжение изгиба:
С целью получения оптимальных размеров
передачи целесообразно прежде всего определить межосевое расстояние a wТ
и модуль m Т .
где -
для прямозубых колес; -
коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния /1/; ; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине зубчатых колес принимают в зависимости от коэффициента:
По формуле (3.7) определим межосевое расстояние:
Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа,
кратного пяти. Принимаем .
Максимально допустимый модуль , мм определяют из условия
неподрезания зубьев у основания
Минимально допустимый модуль , мм определяют из условия прочности:
где для прямозубых передач; ; ; - рабочая ширина зубчатого колеса,
которую рассчитывают по формуле:
Минимально допустимый модуль определим по формуле (3.10):
Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m. Принимаем /1/.
Значение округляют в ближайшую сторону до целого числа. Принимаем .
Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно
превышать 3%, т.е.
Коэффициент торцевого перекрытия для цилиндрических передач:
Окружная скорость вращения тихоходной передачи:
В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 9 /2/.
Расчетное значение контактного напряжения:
Коэффициент , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых
колес; для стальных колес
Коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; при .
Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий; для
прямозубых передач:
Коэффициент нагрузки между зубьями .
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине
контактных линий; /3/.
Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения; /2/.
Полученные параметры подставляем в формулу (3.13):
т.к. расчетное значение меньше допускаемого на 14,5%, то ранее принятые
параметры передачи принимаем за окончательные.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями; /2/.
Проектирование редуктора . Курсовая работа (т). Другое.
Проектирование редуктора
Курсовая : " Проектирование редуктора ", Производство...
Курсовая работа по деталям машин. Проектирование ...
Курсовой проект - Расчет редуктора
Нравственные Искания Андрея Болконского Сочинение
Раны И Кровотечения В Амбулаторной Практике Реферат
Сочинение Почему Важно Соблюдать Законы
Необходимость Ценностной Нейтральности В Социальном Исследовании Реферат
Сочинение На Тему Краски Золотой Осени 5