Расчет планшетного редуктора - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Расчет планшетного редуктора

Проектирование планетарного редуктора бетоносмесителя. Расчёт чисел зубьев и кинематических параметров редуктора. Прочностные расчёты зубьев передач. Кинематическая схема редуктора. Расчёт подшипников и осей сателлитов. Параметры зубчатых зацеплений.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

1 . Описание конструкции привода, принципа его действия
Особенностью редуктора является то, что выходным звеном служит вращающийся корпус при остановленном водиле второй ступени, которое жёстко связано с металлоконструкцией бетоносмесителя.
Рисунок 2.1 - Кинематическая схема редуктора: 1 - солнечная шестерня первой ступени; 2 - сателлит первой ступени; 3 - венец; В 1 - водило первой ступени; 4 - солнечная шестерня второй ступени; 5 - сателлит второй ступени; В 2 - водило второй ступени
Спроектировать планетарный редуктор бетоносмесителя по следующим исходным параметрам:
частота вращения входного звена n вх = 1470 мин -1 ;
частота вращения выходного звена (корпуса) n вых = 25 мин -1 ;
крутящий момент на выходном звене (корпусе) Т вых = 8000 Нм;
срок службы редуктора [L h ] = 30000 ч.
2.2 Расчёт чисел зубьев и кинематических параметров редуктора
Требуемое передаточное отношение редуктора при остановленном водиле второй ступени
(«минус» из-за того, что входной вал и корпус редуктора вращаются в разные стороны).
Базовой расчётной схемой, для которой известны кинематические соотношения и КПД, при заданной схеме планетарных передач является кинематическая схема с остановленным корончатым колесом (т.е. с остановленным корпусом редуктора).
Соответствующее передаточное отношение редуктора от солнечной шестерни первой ступени к водилу второй ступени при остановленном корпусе
где - угловая скорость входного звена (солнечной шестерни первой ступени) при остановленном водиле второй ступени;
- угловая скорость корпуса при остановленном водиле второй ступени.
Принимаем геометрические параметры зубчатых зацеплений первой и второй ступеней одинаковыми (кроме ширины), тогда передаточные отношения каждой ступени при остановленном корпусе
Принимаем число зубьев солнечной шестерни по минимуму:
Число зубьев сателлита из условия соосности
редуктор бетоносмеситель кинематический прочностной
Число зубьев корончатого колеса (венца) из условия соосности
Проверяем условие собираемости при числе сателлитов n c = 3:
- не целое число, т.е. условие не выполняется; поэтому уменьшаем число зубьев венца до z 3 = 86:
- целое. При этом условие соосности должно быть обеспечено за счёт нарезки зубчатых колёс с необходимым смещением инструмента, без которого всё равно нельзя обойтись из-за условия отсутствия подрезания, так как z 1 = 13 < z min = 18.
Фактические передаточные отношения:
при остановленном корпусе (базовая схема)
при остановленном водиле второй ступени
что отличается от ближайшего номинального значения передаточного числа u = 56 на величину
Фактическая частота вращения выходного звена (корпуса)
что отличается от заданного значения 25 мин -1 на величину
Фактические частоты вращения относительно соответствующих водил:
2.3 Прочностные расчёты зубьев передач
Расчёты выполняем только для второй ступени редуктора как более нагруженной при тех же геометрических параметрах.
Крутящий момент на водиле второй ступени
где Т вх - крутящий момент на входном звене (солнечной шестерне первой ступени);
ст = 0,98 - КПД одной ступени редуктора в базовой схеме, т.е. при остановленном корпусе.
Из этого уравнения и из условия равновесия моментов, действующих на редуктор,
КПД редуктора при остановленном водиле второй ступени
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев колёс в передаче с внешним зацеплением (солнечная шестерня - сателлит). С учётом технологических возможностей предприятия-изготовителя выбираем для всех зубчатых колёс в передачах шестерня - сателлит:
способ обработки зубьев - цементация и закалка ТВЧ;
Принимаем HRC э = 59, что по шкале Бринелля соответствует HB = 694.
При одинаковой твёрдости расчёт ведём по шестерне.
Предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов нагрузки (цементация)
Коэффициент безопасности S H = 1,2 (цементация).
Базовое число циклов изменения напряжений
Число циклов изменения напряжений шестерни
Поскольку K HL < 1, принимаем K HL = 1.
Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, z R = 0,95 (шероховатость R a = 1,25).
Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния для прямозубых колёс на недлинных жёстких валах (многоступенчатые редукторы) ba  = 0,2…0,4. Учитывая, что в сателлите надо разместить подшипники качения, колесо делаем широкое: из стандартного ряда принимаем ba  = 0,5.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K H = 1.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, в проектировочном расчёте принимаем равным K H = 1,1 исходя из того, что для неприрабатывающихся зубчатых колёс K H  = 1,1…1,3.
Коэффициент динамической нагрузки в проектировочном расчёте принимаем равным K Hv = 1,3 исходя из того, что для неприрабатывающихся зубчатых колёс K Hv  = 1,3…1,5.
Расчётный крутящий момент на шестерне
где k с - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами; при плавающей солнечной шестерне k с = 1,15…1,2; принимаем k с = 1,15.
где K a = 460 - средний суммарный коэффициент при расчётах межосевого расстояния с использованием момента (соединение материалов сталь-сталь; передача прямозубая); принимаем a w = 125 мм, так как это значение является стандартным.
Определяем геометрические параметры передач. Минимальный коэффициент смещения для шестерни из условия отсутствия подрезания
Чтобы сохранить принятое значение межосевого расстояния в передачах с внешним зацеплением, делаем их равносмещёнными: х 2 = х 5 = - 0,24.
Для передач с внутренним зацеплением (сателлит - венец) коэффициент смещения колеса определяем из условия соосности:
где = 20 - стандартный угол профиля.
с учётом выбранного подшипника конструктивно принимаем b 5 = 75 мм.
Остальные геометрические расчёты передач выполнены с помощью соответствующей компьютерной программы (см. ниже).
Проверяем условие соседства сателлитов
где d a 1 = d a 5 = 192,6 мм - диаметр вершин зубьев сателлита. Получаем
Проверку контактной выносливости не выполняем, так как ширина колёс по сравнению с расчётной увеличилась.
Проверяем выносливость зубьев обоих зубчатых колёс передачи шестерня - сателлит.
Предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов нагрузки, Flimb = 800 МПа (цементация).
Коэффициент запаса S F = 2,2 (вероятность нагружения зубьев 0,99).
Коэффициент, учитывающий направление приложения нагрузки к зубьям, при реверсивной нагрузке K Fc = 0,9 (цементация, нагрузка симметричная).
Расчёт геометрии цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления по ГОСТ 16532-70
Коэффициент радиального зазора 0.25
Результаты расчёта основных геометрических параметров
Результаты расчёта размеров для контроля
шестерни по роликам диаметром 8.282 мм 76.966 мм
колеса по роликам диаметром 8.282 мм 193.350 мм
Радиус кривизны активного профиля зуба
Угол развёрнутости активного профиля зуба
Результаты расчёта допусков по ГОСТ 1643-81
Допуски на размер по роликам (шарикам):
Расчёт геометрии цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внутреннего зацепления по ГОСТ 19274-73
Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой 0.38
Коэффициент радиального зазора 0.25
Результаты расчёта основных геометрических параметров
Результаты расчёта размеров для контроля
шестерни по роликам диаметром 8.282 мм 193.350 мм
колеса по роликам диаметром 8.282 мм 422.041 мм
Радиус кривизны активного профиля зуба
Угол развёрнутости активного профиля зуба
Допуски на размер по роликам (шарикам):
где N FO = 410 6 - базовое число циклов изменения напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости, для всех сталей;
m = 9 - показатель степени для зубчатых колес при HB > 350 и нешлифованной переходной поверхности.
Поскольку K FL 4 < 1 и K FL 5 < 1, принимаем K FL 4 = 1 и K FL 5 = 1.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K F = 1.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, K F  = 1,8 (колесо размещено на консоли; зубчатые колёса неприрабатывающиеся) при условии
где d 4 = 65 мм - делительный диаметр шестерни.
Коэффициент динамической нагрузки K Fv = 1,02 (степень точности 7; твёрдость зубьев колеса HRC э   40; v = 0,582 м/с; прямозубые колёса).
Коэффициенты формы зубьев Y F4 = 4,07; Y F5  = 3,92 при числах зубьев z 4  = 13; z 5 = 37 и коэффициентах смещения х 4 = 0,24; х 5 = - 0,24.
где d 5 = 185 мм - делительный диаметр колеса.
Следовательно, изгибная выносливость обеспечивается.
Окружная сила в передачах типа солнечная шестерня - сателлит:
2.4 Расчёт подшипников сателлитов
Принимаем подшипники по ГОСТ 24696 - 81 (роликовые радиальные сферические двухрядные с симметричными роликами).
где z c = z 2 = z 5 = 37 - число зубьев сателлита.
где F r и F a - соответственно радиальная и осевая нагрузки (в данном случае F a = 0);
k б = 1,3…1,8 - коэффициент безопасности (умеренные толчки, вибрация, кратковременные перегрузки; принимаем среднее значение k б = 1,5);
k t = 1 - температурный коэффициент при температуре подшипника t < 100 C;
V = 1 ,2 - коэффициент вращения (относительно вектора нагрузки вращается наружное кольцо);
X, Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок, которые принимаются в зависимости от соотношения величины F a/(V F r) и параметра е - некоторого предельного значения этой величины (в данном случае Х = 1, так как F a = 0).
где показатель степени p = 10/3 (роликоподшипники); n п - частота вращения кольца подшипника в мин -1 ; С - динамическая грузоподъёмность подшипника.
П одшипник 53614 ГОСТ 24696-81 (средняя широкая серия);
Подшипник 53614 ГОСТ 24696-81 (лёгкая широкая серия);
Следовательно, долговечность подшипников сателлитов обеспечивается.
С учётом выбранного подшипника конструктивно принимаем ширину сателлита первой ступени b 2 = 50 мм.
Выполняется только для второй ступени, где ось меньше по диаметру и значительно больше нагружена.
Максимальное нормальное напряжение от изгиба
где d = 70 мм - внутренний диаметр подшипника.
Назначаем материал оси - Ст 5 с пределом текучести т = 280 МПа и допускаемым напряжением
1. Кузьмин А.В. и др. Расчёты деталей машин: Справ. пособие /А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцев. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400 с.: ил.
2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин: [Учеб. пособие для техн. вузов]. - 3-е изд., перераб. и доп. - Харьков: Основа, 1991. - 276 с.
3. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 c.: ил.
4. Расчёты механических передач. Учебное пособие к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей /Сост. С.Г. Карнаух. - Краматорск: ДГМА, 2003. - 292 с.
Кинематический и силовой расчет планетарного редуктора. Расчет размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия контактной прочности поверхностей зубьев. Работоспособность подшипников сателлитов. Проверочный расчет вала быстроходной ступени. курсовая работа [520,7 K], добавлен 22.10.2012
Последовательность кинематического и силового расчета планетарного редуктора. Расчет размеров зубчатых колес из условий контактной прочности активных поверхностей зубьев, работоспособности подшипников сателлитов, по критерию изгибной выносливости зубьев. курсовая работа [412,7 K], добавлен 10.01.2012
Кинематический и энергетический расчет редуктора. Допускаемые контактные напряжения. Определение основных параметров планетарного редуктора в проектировочном расчёте. Геометрический расчёт цилиндрических зубчатых колёс. Проверка прочности зубьев. курсовая работа [134,8 K], добавлен 23.10.2013
Определение диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости зубьев. Расчет подшипников быстроходного вала. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия долговечности подшипников сателлитов. Расчет КПД редуктора. курсовая работа [897,7 K], добавлен 24.10.2012
Подбор чисел зубьев планетарного редуктора. Проектировочный расчет на прочность. Проектирование валов и осей. Расчет специальных опор качения. Проверочный расчет шлицевой гайки 76 на срез и соединений. Техническое описание и схема редуктора ЕК1. дипломная работа [427,9 K], добавлен 21.03.2011
Выбор типа передач и вида зацеплений. Кинематическая схема, перечень элементов и изображение между ними. Определение числа зубьев. Расчет кинематики редуктора. Разработка конструкции: расчет его элементов - зубчатых колес, валов, подшипников и корпуса. курсовая работа [2,2 M], добавлен 23.09.2010
Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора. курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Расчет планшетного редуктора курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат: The History Of Mexican Immigration Essay Research
Мир Чисел Эссе
Реферат: Творчество Делакруа. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат по теме Практическое руководство по составлению Бизнес-плана
Реферат: Физические упражнения при беременности
Реферат: PEST-анализ
Кислородсодержащие Органические Соединения Контрольная Работа 10
Масғұт Поэмасының Құндылығы Эссе
Книга: История Российской империи том 3 Михаил Геллер
Курсовая Принципы Налогообложения
Реферат: Северная и Латинская Америка
Дипломная работа по теме Внешнеэкономическая деятельность фрмацевтического предприятия
Реферат: Документационное обеспечение управления персоналом
Интернет Маркетинг Диссертация
Курсовая работа: Кожухотрубный теплообменник для нагревания смеси ацетон - вода до температуры кипения
Реферат: Гiмн України
Формы Правления Государства Реферат
Реферат по теме Планета - Венера
Сочинению Образ Евгения Онегина 9
А Н Островский Реферат
Предмет вивчення теорії ймовірностей - Математика реферат
Производство многослойных упаковочных материалов в условиях реального производства ОАО "Снежинка" - Производство и технологии дипломная работа
Специфіка підготовки, організації, проведення бенкету-фуршету - Кулинария и продукты питания курсовая работа