Реферат: Расчет духступенчатого редуктора

🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Введение, исходные данные ………………………………………………2
1.1. Передаточное число ………………………..…………………. 3
1.2. Вращающие моменты на валах ………………………………. 3
2.1. Выбор металла и режима термообработки …………………. 4
2.2. Допускаемые напряжения …………………………………… 4
2.3. Расчет первой ступени ………………………………………. 6
2.3.1. Определение межосевого расстояния …………………. 6
2.4. Расчет второй ступени ……………………………………….. 9
2.4.1. Определение межосевого расстояния …………………. 9
2.5. Проверочный расчет прочности зубьев по направлениям
3.1. Предварительный расчет валов …………………………… 11
3.2. Подбор подшипников ……………………………………… 12
3.3. Проверочный расчет валов ………………………………… 12
3.3.1 Быстроходный вал ……………………………………… 13
3.3.2 Промежуточный вал ……………………………………. 14
3.3.1 Тихоходный вал ………………………………………… 15
3.4. Утонченный расчет валов ………………………………….. 16
4.1. Выбор и проверка работоспособности подшипников ……. 18
4.2. Расчет штифтов ……………………………………………… 19
Редуктор - зубчатая ( в т.ч. червячная ) или гидравлическая передача, обычно закрытая, предназначенная для уменьшения угловых скоростей и соответственно увеличения вращающих моментов.
Редуктор двухступенчатый цилиндрический предназначен для понижения частоты вращения.
Tвых = 30 [ Н *м ] - Крутящий момент на выходном валу.
nвых = 30 [ об / мин ] - Выходная частота вращения.
Распределяем общее передаточное число редуктора i = 26 между первой и второй ступенями:
Частота вращения промежуточного вала:
Частота вращения быстроходного вала:
Крутящий момент на промежуточном вале:
где - КПД привода равный произведению частных КПД: муфты, зубчатой передачи, пары подшипников.
2.1 Выбор металла и режима термообработки.
При необходимости получения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости редуктора выбираем для изготовления колес и шестерен недорогую конструкционную легированнную сталь 40, с улучшением ТУ 14-1-314-72.
Можно также применять стали: 30X; 38X; 14X; 12X ГОСТ 5632-72.
Назначаем режим термообработки: для колес НВ=200 - улучшение; для шестерни НВ=200 - улучшение.
В соответствии с рекомендациями [2] допускаемые конструкционные напряжения при расчете на выносливость опредиляются по формуле:
где: - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствует базовому числу циклов ; - контакт безопасности, в соответствии с рекомендациями и улучшениями принимают = 1,1; - коэффициент долговечности.
В соответствии с [3] при нормализации и улучшении при твердости поверхности зубьев базовый предел контактной выносливости определяется по следующей зависимости:
где: НВ - твердость поверхностей зубьев.
В соответствии с [3] контакт долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи определяется по зависимости:
где: - базовое число циклов, определяющихся в зависимости от твердости металла;
- фактическое число циклов нагружения.
В соответствии с [3] для режима с постоянной нагрузкой расчетное число циклов определяется по формуле:
где: n - частота вращения того из колес, по металлу которого определяем допускаемое напряжение ( об / мин ).
С - число зацепления зуба за 1 оборот колеса ( принимается: C=1 )
T - число часов работы передачи за расчетный срок службы ( Т=5000 )
Подставляя в формулу (4) числовые значения для n, C, T получаем:
В соответствии с [3] принимаем циклов.
Подставляем значение в формулу (3), получим:
Подставляя в формулу (1) полученные числовые значения имеем:
допускаемое рабочее напряжение для колес: =390 МПа
где: - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжения изгиба;
- контакт безопасности. ( принимаем =1,7 );
- контакт учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ( при одностороннем =1 );
где: - базовое число циклов ( принимаем циклов);
- эквивалентное число циклов ( при постоянном режиме нагрузки определяется по формуле (4));
Подставляя полученные значения в формулу (6) получим:
Для зубчатых колес с твердостью металла при нормализации и улучшении базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжения изгиба: ( МПа ) - определяется эмпирической зависимостью:
таким образом дополнительные рабочие напряжения на изгиб:
Примечание: редуктор должен прослужить положенный срок службы, так как оба коэффициента долговечности = 1.
2.3.1 Определение межосевого расстояния и параметров зубчатых колес первой ступени.
В соответствии с рекомендациями [3] межосевое расстояние определяется по формуле:
где: = 490 М - для остальных прямозубых колес;
- крутящий момент на валу зубчатого колеса;
u - передаточное отношение ступени;
= 0,1 - коэффициент ширины зубчатого колеса;
- коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на контактное напряжение;
Примечание: величину межосевого расстояния по формуле (7) получаем в (мм).
В соответствиями с указаниями [3] принимаем = 1,04
Подставляя в формулу (7) полученные числовые значения: , u, , [ ], , получим: межосевое расстояние для первой ступени:
В соответствии с [3] величина диаметра делительной окружности шестерни определяется:
где: - величина межосевого расстояния;
Подставляя числовые значения в формулу (8) получаем: =12,87 мм
Величина окружной скорости в передаче определяется по формуле:
где: v - окружная скорость ( м / сек );
- диаметр делительной окружности шестерни (м);
n - частота вращения вала шестерни (м);
Примечание: в соответствии с рекомендациями [1] в случае 4 м/сек целесообразно использовать прямозубую передачу, в противном случае косозубую.
=0,5 4 используем прямозубую передачу.
В соответствии с рекомендациями [3] число зубьев шестерни выбираем =21.
Модуль 1 ступени определяется по формуле:
где: - диаметр делительной окружности шестерни (м);
Подставляя значения в формулу (10) получим: m= =0,612
Подставляя значения в формулу (11) получим: =81,13 мм
Число зубьев для колеса определяется по формуле: = 132
Полученные значения и являются минимальными допускаемыми размерами. Действительные размеры определяются как:
Подставляя полученные числовые значения, получаем:
Толщина колеса рассчитывается по формуле:
- коэффициент ширины зубчатого колеса ( = );
Подставляя получим: мм (стандарт - 4,6)
2.4.1 Определение межосевого расстояния и параметров зубчатых колес второй ступени.
В соответствиями с указаниями [1] принимаем = 490 М ; = 1,01; = 0,1; =427 МПа; =30 [ ].
По формуле (9) вычислим окружную скорость:
=0,2 м/с используем прямозубую передачу.
2.5 Проверочный расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба.
В соответствии с указаниями [3] расчет проводим по формуле:
- коэффициент; для прямозубых передач = 14
- крутящий момент на валу шестерни.
- коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на изгибную прочность.
- коэффициент относительной ширины зубчатого колеса.
Примечание: при проведении расчета модуль полученный по формуле (17) должен быть меньше либо равен модулю полученному при расчете геометрических элементов колес.
Величину и определяем из графика рекомендации [3]:
Для 1 ступени =4,15; =1,25; =0,315;
Подставляя величины в формулу (17) получим:
Модули удовлетворяют проверочному расчету.
Результаты проверочных расчетов зубчатых передач.
дополнительные контактные напряжения , мм
дополнительные напряжения изгиба , мм
Конструкция вала зависит от шипа и размеров расположенных на нем деталей и способа закрепления в окружном и осевом направлениях.
Диаметр валов определяем по расчету на прочность по формуле:
- допустимое касательное напряжение;
Подставим данные для нахождения диаметра быстроходного вала:
Из конструктивных соображений выбираем: =7; =13; =20.
Подбор подшипников производим согласно данным [4] в зависимости от диаметров валов полученных в предварительном расчете. Технические характеристики подшипников приведенные в таблице соответствующие подшипникам сверхлегкой серии , серии шарик 1 **, радиальных однополярных шарикоподшипников выбранных вследствие их дешевизны и прямозубого характера зацепления.
Технические характеристики подшипников.
Для проверочного расчета необходимо вычислить радиальную и окружную силы в зацеплении. Построим эпюры изгибающих моментов. Определим диаметры валов из условия прочности по изгибающим и крутящим моментам.
Окружная сила вычисляется по формуле:
где: T - крутящий момент на одном валу.
d - диаметр делительной окружности.
Радиальная сила вычисляется по формуле:
Суммарный изгибающий момент и эквивалентный момент определяются соответственно по формулам:
Для выполнения условия прочности значение , (где - дополнительное напряжение) должно быть меньше рассчитанного нами ранее.
Взятое нами значение для диаметра быстроходного вала превосходит диаметр проверочного расчета т.е. условие точности выполняется.
Утонченный расчет валов позволяет учесть влияние концентрации напряжений и абсолютных размеров вала на его прочность.
Цель расчета - определение запаса прочности в наиболее опасных сечениях вала и сравнение их с дополнительными величинами. При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас усталостной прочности определяют по формуле (24) согласно рекомендациями [3]:
где - запас усталостной прочности только по изгибу, определяемой:
- запас усталостной прочности по кручению определяемый:
В формулах (25), (26), и - переменные составляющие циклов напряжений, а и - постоянные составляющие. При симметричном цикле для напряжений изгиба и пульсационном - для напряжения кручения, имеем:
и - контакты корректирующие влияние постоянных составляющих цикла напряжений на усталостную прочность.
По рекомендациям [3] принимаем ; ; среднеуглеродистой сталей.
и - предел усталости определяем по приближенной формуле:
и - масштабный фактор и фактор качества поверхности ( =1; =0,75 - для тонкого точения).
и - эффективные коэффициенты концентрационных напряжений при изгибе и кручении. Определяется по формуле рекомендованной [1] ( =1,9; =1,75).
Рассчитаем запас усталостной прочности для быстроходного вала.
Подставляя полученные значения и в формулу (24) имеем:
Условие усталостной прочности выполнено.
Запас усталостной прочности для промежуточного вала.
Подставляя в формулы (25), (26), (24) получим:
Условие усталостной прочности выполнено.
Запас усталостной прочности для тихоходного вала.
Подставляя в формулы (25), (26), (24) получим:
Запас усталостной прочности для промежуточного вала.
4. Конструирование опорных узлов редуктора
4.1. Выбор и проверка работоспособности подшипников.
Для радиальных шариковых подшипников номинальная нагрузка и номинальный срок службы связаны формулой:
где: L - номинальная долговечность ( об / мин )
где: n - частота вращения ( об / мин )
Выбирая L и подставляя соответствующие частоты получим:
Эквивалентную нагрузку находим по формуле:
где: - температурный контакт ( =1 )
- контакт безопасности ( при спокойной нагрузке =1 )
x - контакт радиальной нагрузки ( для радиальных подшипников x=1 )
и - радиальная и осевая нагрузка на подшипники.
Тогда номинальная диаметрические нагрузки по формуле (27):
В редукторе для установки деталей будем использовать штифты. Диаметры штифтов определяются по формуле:
Согласно формуле (30) диаметр штифта на быстроходном валу =1,9 мм
Ошибка мертвого хода рассчитываем по формуле:
где: - ошибка в угле поворота ведомого колеса быстроходной ступени
- ошибка в угле поворота тихоходной ступени
Для 1-ой ступени точности и сопряжения вида имеем:
1) На промежуточный вал насадить колесо и шестерни, закрепить штифтами.
2) На тихоходный вал насадить колесо, закрепить так же.
3) На быстроходный вал надеть шестерню и закрепить.
4) Последовательно закрепить на плане промежуточный, тихоходный и быстроходный валы с подшипниками.

Название: Расчет духступенчатого редуктора
Раздел: Остальные рефераты
Тип: реферат
Добавлен 00:11:15 17 августа 2005 Похожие работы
Просмотров: 359
Комментариев: 15
Оценило: 5 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Реферат: Расчет духступенчатого редуктора
Дипломная Работа На Тему Совершенствование Деятельности Предприятия На Внешних Рынках (На Примере Оао "Горизонт")
Сочинение по теме Вашингтон Ирвинг. История Нью-Йорка
Роль Информационных Технологий В Медицине Курсовая
Контрольная работа: Бюджетное планирование и прогнозирование
Реферат На Тему Сепсис
Сочинение Рассуждение Чем Опасны Конфликты
Реферат: Спасательные и неотложные аварийно-восстановительные работы. Скачать бесплатно и без регистрации
Крестьянский Вопрос В России Этапы Решения Реферат
Контрольные Работы По Алгебре 10 11
Реферат по теме Принципы организации и этапы разработки комплексной системы защиты информации
Реферат: Методы оценки управленческого персонала. Скачать бесплатно и без регистрации
Первая Помощь При Шоке Реферат
Реферат: Страны Центральной и Юго-Восточной Европы: становление государств народной демократии. Скачать бесплатно и без регистрации
Доклад: Лечебные возможности гормональной контрацепции
Контрольная Работа Сравнение Дробей
Реферат: Проблема происхождения славян
Реферат: Этика бизнеса 2
Реферат: English Composition Essay Research Paper You
Сочинение По Плану История Жизни Владимира Дубровского
Реферат На Тему Общественно-Экономическое И Политическое Развитие Украины В 50-60-Х Гг. Хх В.
Доклад: Махмуд Эсамбаев (1924-2000гг.)
Реферат: Образование Древнерусского государства
Реферат: Фома Аквинский