Kievuz

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Содержание

Реферат: Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

/ Рефераты / Транспорт Скачать .docx

1. Задание на курсовое проектирование…………………………..1

2. ……………………………………………………….2

3. Замечания руководителя……………………………….………..3

4. Введение………………………………………………………….4

5. Исходные данные……………………………….…………….…5

6. Выбор электродвигателя…………………………………………6

7. Определяем значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов………………………………………………7

8. Расчёт зубчатой передачи…………………………………….…8

9. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс…….…….9

10.Основные размеры шестерни и колеса………………………..10

11.Проверочный расчёт на контактную выносливость………….11

12.Расчёт на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки………………………….……….…..12

13.Силы, действующие в зацеплении…………………………….12

14. Расчёт на выносливость при изгибе…………………………..13

15. Предварительный расчёт валов…………………………..…..15

16. Конструктивные размеры зубчатых колёс………………..….15

17. Конструктивные размеры корпуса редуктора…………..……16

18. Выбор муфты………………………………………………..…17

19. Выбор смазки…………………………………………….….…17

20. Проверочный расчёт одноступенчатого редуктора………….18

21. Проверка прочности шпоночных соединений………….……24

22. Уточнённый расчёт валов…………………………………….25

23. Расчётная схема ведущего вала……………………………….29

24. Расчётная схема ведомого вала……………………………….30

25. Литература……………………………………………………..31

26. Приложение……………………………………………………32

Введение

Ввиду отсутствия в промышленности мощных электродвигателей с малой скоростью вращения появилась необходимость в создании двигателей, которые будут понижать скорость вращения. Таким устройством является проектируемый редуктор.

Цель данного проекта состоит в проектировании одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колёсами.

В процессе проектирования необходимо выбрать соответствующие детали, при этом учитывая их долговечность, габариты.

За время курсового проектирования студент приобретает навыки в использовании технической литературы, справочников, ГОСТов и других справочных и учебных материалов.
Расчет привода

Исходные данные:

N2 = 95 кВт – мощность на ведомом валу

n2
= 650 об/мин – число оборотов на ведомом валу

Up = 4,5 – передаточное отношение редуктора

T= 13000 часов – срок службы привода

Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр – 4.

М

График нагрузки:

1,2Мн
Мн

0,6Мн

0,003Т 0,5Т 0,4Т

Т

1. Выбор электродвигателя

Вычислим общий КПД редуктора:

Из каталога выбираем:

– зубчатая передача в закрытом корпусе с цилиндрическими колёсами

– потери на трение в опорах каждого вала

– коэффициент

n=2 – число валов

Необходимая мощность электродвигателя:

Частота вращения вала электродвигателя:

Из каталога выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 – 4А280
S
2
, с номинальной мощностью N=110 кВт и частотой вращения nc
= 3000 об/мин.

Скольжение s = 2%

Перегрузка по мощности:

Перегрузки по мощности нет.

Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах:

Вал 1 – вал электродвигателя

N1 = 99,93 кВт ; n1 = 2925 об/мин

Угловая скорость:

Крутящий момент:

Вал 2 – выходной вал

N2 = N1
xз1
=99,93x 0,97=96,93 кВт

n2 = n1 / Up
= 2925 / 4,5= 650 об/мин

Угловая скорость:

Крутящий момент:

2. Расчёт зубчатой передачи

Выбор материалов шестерни – колеса.

Для обеспечения передачи выбираем материалы:

для шестерни – Сталь 40Х, уВ
=780 Мпа; уТ
=440 Мпа; HB1 230; термообработка – улучшение

для колеса – Сталь 40Х, уВ
=690 Мпа; уТ
=340 Мпа; HB2 200; термообработка – нормализация.

Вычисляем пределы выносливости:

NHO – базовое число циклов нагружения колеса для расчёта по контактным напряжениям при твёрдости ≤HB 230

NHO
=1,0х 107

Эквивалентное число циклов нагруженияNУ определим в соответствии с графиком нагрузки:

Из графика нагрузки следует:

Mmax
= 1,2Mн ; МII
= 0,6 Мн ; МIII
= 0,3 Мн ;

tmax
= 0,003 T ; tII
= 0,1 T ; tIII
= 0,4 T ;

nmax
=n1 ; MI
=MН
;tI
=0.5T ; nI
=nII
=nIII
=n1

– где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность

Так как Ny
> 107
, то kpk
=1

Момент на валу шестерни:

Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни предварительно примем k=1,3.

Из условия контактной прочности для косозубых колёсШа=0,315; kП
=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:

По ГОСТ 2185-66 это значение aщ округляется до ближайшего стандартного aщ
= 400 мм.

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.

Нормальный модуль mn выбирается из ряда стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 из интервала mn
=(0,010-0,020)aщ

mn
=(0,010-0,020) х 400=4-8мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn
=6мм.

Если предварительно принять, что угол наклона зуба в=100
, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:

;

Передаточное отношение отличается от стандартного (U=4,5) на 0,89% ,что меньше допустимого 2,5%.

Чтобы aщ оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:

в = arccos 0,98= 10 0
73I

Основные размеры шестерни и колеса.

Вычислим диаметры делительных окружностей:

– шестерни:

– колеса:

Проверяем межосевое расстояние:

Диаметры окружностей вершин:

– шестерни:

– колеса:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

– шестерни:

– колеса:

Ширина венца зубьев колеса:

Ширина венца зубьев шестерни:

3. Проверочный расчет на контактную выносливость

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:

Примем 7-ую степень точности.

Уточним коэффициент нагрузки

где: К Н
b = 1,041

К Н
a = 1,12

К HV = 1,05

Проверка контактных напряжений по формуле:

591,25

Условие прочности соблюдается

393,26 МПа

Источник: http://www.referatmix.ru/referats/95/referatmix_87405.htm

Практическая работа расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Министерство общего и профессионального образования

Свердловской области.

ГБОУ СПО СО «Качканарский горно-промышленный колледж»

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА

Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Руководитель Н.Б. Кошкарева

Разработал Е.Е. Романенко

2015

.

Введение.

1. Теоретическая часть.

2. Кинематический расчет.

2.1. Определение силовых и кинематических параметров привода.

3. Расчеты цилиндрической передачи.

3.1. Выбор материала и термической обработки.

3.2. Определяем допускаемые напряжений.

3.3. Межосевое расстояние.

3.4. Предварительные основные размеры колеса.

3.5. Модуль передачи.

3.6. Число зубьев шестерни и колеса.

3.7. Размеры колес.

3.8. Пригодность заготовок.

3.9. Силы в зацеплении.

3.10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

3.11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Заключение.

Список литературы.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ
Цилиндрического редуктораПояснительная записка

Введение.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Цилиндрический редуктор представляет собой специальный механизм, основная функция которого заключается в передаче вращательных движений от одного вала к другому, расположенных в параллельных плоскостях. Использование данных машин позволяет существенно сократить скорость вращения, что делает эффективным эксплуатацию цилиндрического редуктора в различных областях промышленности.

Цилиндрические зубчатые передачи – отличаются надёжностью и имеют высокий ресурс эксплуатации. Обычно применяются при особо сложных режимах работы, для передачи и преобразования больших мощностей. Цилиндрические передачи бывают прямозубыми, косозубыми и шевронными.

Цилиндрическиепередачи между параллельными валами осуществляются при помощи цилиндрических зубчатых колес с прямыми, косыми или шевронными зубьями.

Смазывание зубчатых передач происходит купанием в масле картера редуктора, подшипников – разбрызгиванием.

Также к преимуществам, которыми обладает цилиндрический редуктор, стоит отнести его способность работать при постоянных, переменных, а также при однонаправленных нагрузках. При этом для него не имеет значение сила тока и напряжение в сети, что делает такой редуктор универсальным оборудованием для решения любых промышленно-производственных задач.

Конечно, главной особенностью редуктора цилиндрического, обусловившей ему широкое применение, является высокий КПД, который, в зависимости от передаточного числа, может достигать значения 98%.

Следующее преимущество таких механизмов вытекает из предыдущего: благодаря высокому КПД отсутствует эффект рассеивания передаваемой энергии, что, в свою очередь, обуславливает отсутствие нагрева рабочих элементов.

Преимущества цилиндрических редукторов и построенных на них приводов:

1. Высокий КПД редуктора. Цилиндрические зубчатые передачи имеют один из самых высоких КПД. Следствием из этого является энергетическая экономичность этих редукторов. КПД цилиндрической зубчатой передачи, применяемой в редукторах, вне зависимости от передаточного отношения, обычно равняется 98%.

2. Высокая нагрузочная способность. Цилиндрические редукторы соответствующих габаритов способны передавать почти без потерь большую мощность.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

3. Низкий люфт выходного вала, вследствие этого кинематическая точность цилиндрических редукторов выше, чем червячных.

4. Низкий нагрев вследствие высокого КПД передач – почти вся энергия не рассеивается, а передаётся от источника к потребителю.

5. Обратимость при любом передаточном числе, иначе говоря, отсутствие самоторможения. У любого цилиндрического редуктора можно провернуть выходной вал.

6. Уверенная работа при неравномерных нагрузках, а так же при частых пусках-остановах. Это свойство диктует целесообразность применения исключительно цилиндрических редукторов в приводах дробилок, измельчителей, шредеров и прочих машин с пульсирующими нагрузками на рабочих органах.

7. Высокая надёжность.

Недостатки цилиндрических редукторов:

1. Маленькое передаточное число на одной ступени.

2. Уровень шума у цилиндрических редукторов на много выше в сравнению с червячными.

Существенных ограничений к использованию нет, кроме некоторых ситуаций, в которых целесообразнее использование иных видов редукторов – к примеру, когда необходимо получить специальную плавность хода приводимого механизма, а также когда требуется достичь большого передаточного числа вместе с маленькими габаритами или когда необходима угловая компоновка привода

Цель работы: Определение размеров шестерни и колеса одноступенчатого цилиндрического редуктора

Задачи:

1. Определить силовые и кинематические параметры привода одноступенчатого цилиндрического редуктора

2. Выбор материала и термической обработки.

3. Рассчитать межосевое расстояние.

4. Рассчитать размеры колеса и шестерни.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

1. Теоретическая часть.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Дано:

Мощность электро-двигателя с частотой вращения, передаточное число редуктора, ресурс работы.

Pдв= 1.5 кВт

nдв= 1415об/мин

uр= 2.0

t= 36000 часов

Дв → ЗП → М → ОП → РМ

Описание кинематической схемы:

От двигателя вращение передается на вал шестерни, шестерня передает движение на колесо, далее вращение передается через упругую муфту на звездочку цепной передачи при помощи цепи вращение передается на вторую звездочку.С вала второй звездочки вращение передается на вал рабочей машины.

2. Кинематический расчет.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

1.Определение силовых и кинематических параметров привода.

1.1 Находим мощность на валах Р

Р1= Рдв ηм ηпк

(1)

P1=1500 0.98 0.96=1411.2

P1- мощность на первом валу, Вт.
Рдв- мощность двигателя.
ηм- потери в муфте.

ηпк- значения КПД подшипника качения.

Р2=Р1 ηзп ηпк

(2)

Р2=1411.2 0.95 0.99=1327.2336

Р2 – мощность на втором валу, Вт.

ηзп– КПД закрытой передачи.

Ррм=Р2 ηоп ηпс

(3)

Ррм= 1327.2336 0.93 0.99=1221.98398

Ррм–мощность рабочей машины, Вт.

ηоп– КПД открытой передачи.

ηпс–

1.2 Расчет частоты вращения на валах n

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

nном= 1415

(4)

nном– частоты вращения, об/мин.

n1 =nном

(5)

n1 = 1415

n1 – частота вращения первого вала, об/мин.

n2 =

(6)

n2 =

n2 – частота вращения второго вала, об/мин.

n1 – частота вращения первого вала, об/мин.

uзп –

nрм =

(7)

nрм=

nрм– частота вращения рабочей машины,об/мин.

uоп–

1.3 Рассчитываем угловую скоростьω

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

ωном=

(8)

ωном=

ωном– номинальная угловая скорость, 1/с.

π – 3.14

ω1 = ωном

(9)

ω1=148.1

ω1 – угловая скорость на первом валу, 1/с.

ω2 =

(10)

ω2=

ω2 – угловая скорость на втором валу, 1/с.

ωрм =

(11)

ωрм=

ωрм– угловая скорость на рабочей машине, 1/с.

1.4 Рассчитываем вращающий момент Т

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Тдв=

(12)

Тдв=

Тдв– вращающий момент на двигателе, Н м.

Рэл.дв– мощность двигателя, Вт.

n Эл. дв. – частота вращения.

Т1= Тдв ηм ηпк

(13)

Т1=10123.6749 0.98 0.96=9524.35334

Т1– вращающий момент на первом вале, Н м.

Т2= Т1 uзп ηзп ηпк

(14)

Т2=9524.35334 2.0 0.96 0.96=17555.2881

Т2– вращающий момент на втором вале, Н м.

Трм = Т2 uоп ηоп ηпс

(15)

Трм=17555.2881 5 0.93 0.98=92495.604

Трм– вращающий момент на рабочей машине, Н м.

3. Расчеты цилиндрической передачи.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

3.1. Выбор материала и термической обработки.

Материал для изготовления зубчатых колес выбираем 40Х.

Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке – улучшению.

3.2. Определяем допускаемые напряжения.

НВср= 0,5 (НВmin + НВmax)

(16)

НВср1= 0.5 (269+302)=285.5

НВср2= 0.5 (235+262)=248.5

НВср– средняя твердость колеса.

NHO = (НВср)3

(17)

NHO1=(285.5)3=23271176.4

NHO2=(248.5)3=1534534.1

NHO– контактная прочность.

N2= 60 n2 Lh

N1 = N2 u

(18)

N2=60 283 36000=611280000

N1=611280000 2.0=1222560000

n2 – частота вращения колеса, об/мин.

Lh – время работы передачи, ч.

u – передаточное число ступени.

KHL=

(19)

KHL – коэффициент долговечности.

KFL=

(20)

m – показатель степени в уравнении кривой усталости.

КFLmax = 2,08

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

HO1 = 1.8 HBср+ 67

HO1 = 1.8 285.5 + 67 = 580.9

HO2 = 1.8 HBср2 + 67

HO2 = 1.8 248.5 + 67 = 514.3

FO = 1.03 HBср1

FO = 1.03 285.5 = 294.065

FO = 1.03 HBср2

FO = 1.03 248.5 = 255.955

H1 = КHL HO1

H1 = 1 580.9 = 580.9

H2 = КHL HO2

H2 = 1 514.3 = 514.3

F2 = КFL FO2

F2 = 1 255.955 = 255.955

F1 = КFL FO1

F1 = 1 294.065 = 294.065

H = 0.45 ( H1 + H2)

(21)

H = 0.45 (580.9 + 514.3) = 492.84

Это напряжение не должно превышать:

для цилиндрических косозубых и шевронных колес

1,23 H2 = 1.23 514.3 = 632.589

492.84 ≤ 632.589 – условия выполнены.

3.3. Межосевое расстояние.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Коэффициент межосевого расстояния Ка = 43,0 для косозубых и шевронных колес

Ψd = 0,5 ψа (u 1)

(22)

Ψd=0.5 0.4 (3.15+1)=0.63

Ψd- Коэффициент ширины.

КHβ =

(23)

КHβ=

(24)

aω- межосевое расстояние передачи, мм.

3.4. Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр колеса(мм):

d2 =

(25)

d2 =

ширина колеса (мм):

b2 = ψa aω

(26)

b2 = 0.315 80 = 25.2 ≈ 25

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

3.5. Модуль передачи.

Сначала принимают коэффициент модуля Кm для колес: косозубых – 5,8

m

(27)

m

m – модуль передачи.

Угол наклона зубьев: косозубых колес

βmin =

(28)

βmin =

Суммарное число зубьев.

z =

(29)

z =

Полученное значение z округляют в меньшую сторону до целого и определяют действительное значение угла β.

β =

(30)

β =

3.6. Число зубьев шестерни и колеса.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Число зубьев шестерни:

z1 =

(29)

z1=

Значение z1 округляют в ближайшую сторону до целого: z1min = 17 cos3β – для косозубых и шевронных колес.

z1min = 17 cos3β

(30)

z1min= 17 0.9251=15.7267

Число зубьев колеса: внешнего зацепления z2 = z – z1

z2 = z – z1

(31)

z2=125-41.66=83.34

Фактическое передаточное число.

Фактическое передаточное число uф =

uф =

u =

(32)

u=

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

3.7. Размеры колес.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Делительные диаметры:

Шестерни:

d1 =

(33)

d1= =53

Колеса внешнего зацепления:

d2 = 2 aω- d1

(34)

d2 = 2 80 – 53=107

Диаметр вершин шестерни (мм):

da1 = d1 + 2 m

(35)

da1 = 53.44 + 2 1.25 = 55.94

Диаметр впадин шестерни (мм):

df 1 = d1 – 2,5 m

(36)

df 1 = 53 – 2,5 1.25 = 49.8

Диаметр вершин колеса (мм):

da2 = d2 + 2 m

(37)

da2 = 106.56 + 2 1.25 = 109.06

Диаметр впадин колеса (мм):

df2 = d 2 – 2,5 m

(38)

df2 = 106.56 – 2,5 1.25 = 103.44

Ширина шестерни (мм):

b1 = 1.1 25 = 27.5 ≈ 28

3.8. Пригодность заготовок.

КГПКО. 13040406. 21ОГР ПЗ

Для цилиндрической шестерни Dзаг = da + 6мм

Dзаг=dа1+6=55.94+6=61.94

Dзаг=dа2+6=109.06+6=115.06

Dзаг ≤ Dпред

1. 61.94 ≤ 200

Источник: http://kursak.net/prakticheskaya-rabota-raschet-odnostupenchatogo-cilindricheskogo-reduktora/

Проектирование одноступенчатого редуктора

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Министерство образования и науки РФ

Федеральное агентство по образованию

Поволжский Государственный Технологический университет

Кафедра ТТМ

Расчетно-графическая работа

По дисциплине детали машин

Проектирование одноступенчатого редуктора

3-вариант

Выполнила: студентка 

Проверил:

Г. Йошкар-Ола

3. Расчеты:

3.10 Проверка прочности шпоночных соединений

            3.11 Уточненный расчет валов

        4. Выбор сорта масла

        5. Список литературы.

ЗАДАНИЕ №2/06

Спроектировать редуктор привода ленточного конвейра по приведенной схеме. Мощность на ведомой звездочке цепной передачи Р3 и угловая скорость ее вращения ω3 приведены в таблице 1.

Таблица 1.

Величина ВАРИАНТЫ
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
Р3, кВт 5 7 5 7 6 8 7 6 8 6 7 5 6 7,5 6,5
ω3, рад/сек 2,5π 3,4π 2,6π 3,3π 2,7π 3,2π 2,8π 3,5π 2,9π 3,1π 3,5π 3,5π 2,5π

Представить расчетно-пояснительную записку с расчетом редуктора и 2,5 листа чертежей (формата 24).

Первый лист – общий вид редуктора.

Второй лист – сборочный чертеж редуктора.

Третий лист – (формат А3) рабочие чертежи ведомого колеса и его вала.

Введение

Редуктором называется механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и, соответственно, для повышения крутящего момента.

Редуктор – неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор служит для передачи крутящего момента между параллельными осями. Компоновочные возможности редуктора весьма ограничены и сводятся в основном к расположению осей валов в пространстве.

Зацепление в большинстве случаев косозубое с углом наклона линии зуба , но редко встречается и прямозубое. В редукторах с обычно шевронное. Диапазон передаточных чисел равен .

Одноступенчатый цилиндрический редуктор применяется в грузоподъемных механизмах, конвейерах, транспортерах, питателях и т.д.

К условиям применения редукторов относятся:

– нагрузка постоянная и переменная, одного направления и реверсивная; 

– работа постоянная и с периодическими остановками; 

– вращение валов в любую сторону, частота вращения быстроходного вала до 1500 об/мин.

От работоспособности и ресурса цилиндрического редуктора во многом зависит обеспечение требуемых функциональных параметров и надежности машины в целом.

                                                              Расчеты

Технические данные

   P3 = Pб = 5 кВт

   ω3 = ωб = 2,6π рад/сек

Определение общего КПД привода (табл. 1.1):

, где 

          h1=0,98 – КПД пары цилиндрических зубчатых колёс;

h2=0,99 – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

h3=0,92 – КПД открытой цепной передачи;

h4=0,99 – КПД учитывающей потери в опорах вала приводного барабана.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабана:

По табл.

П1[1] выбираем электродвигатель по требуемой мощности с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (частные передаточные отношения для цилиндрического зубчатого редуктора и для цепной передачи ), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 132 М6 УЗ, с параметрами и скольжением 3,2% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения , а угловая скорость .

Определяем общее передаточное отношение:

                                    ,

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 , для цепной передачи .

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

    Вращающие моменты:

на валу шестерни

;

на валу колеса

.

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор материалов:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3:  для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где sн lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл.

3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение)

КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1; [SH]=1,10.

  Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

для шестерни 

для колеса 

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

                                        .

Требуемое условие  выполнено.

Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев

,

где для косозубых колес , а передаточное число нашего редуктора .

Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 .

Нормальный   зацепления

;  принимаем .

Примем предварительно угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:

;  принимаем

тогда .

Уточненное значение угла наклона зубьев

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;    .

Проверка:  .

Диаметры вершин зубьев:

; ;

ширина колеса ;

ширина шестерни .

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

Значения  даны в табл. 3.5[1]: при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи .

По табл.

3.4[1] при  и 8-й степени точности . По табл. 3.6 для косозубых колес при имеем . Таким образом, .

Проверка контактных напряжений:

.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная ;

радиальная ;

осевая .

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки . По табл. 3.7[1] при , твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] . Таким образом, коэффициент ; – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни ;

у колеса .

При этом и .

Допускаемое напряжение – по формуле:

.

По табл.

3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости  .

Для шестерни ; для колеса . –коэффициент запаса прочности, где ; . Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения :

для шестерни ;

для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Ub и КFa

;

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ea=1,5 и 8–й степени точности КFa=0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

.

Условие прочности выполнено.

III. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле

.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Примем (у подобранного электродвигателя по табл. П2[1] диаметр вала 38 мм). Примем под подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений цепи, принимаем .

Диаметр выходного конца вала

Источник: http://myunivercity.ru/%D0%9C%D0%B5%D1%82%D0%B0%D0%BB%D0%BB%D1%83%D1%80%D0%B3%D0%B8%D1%8F/%D0%9F%D1%80%D0%BE%D0%B5%D0%BA%D1%82%D0%B8%D1%80%D0%BE%D0%B2%D0%B0%D0%BD%D0%B8%D0%B5_%D0%BE%D0%B4%D0%BD%D0%BE%D1%81%D1%82%D1%83%D0%BF%D0%B5%D0%BD%D1%87%D0%B0%D1%82%D0%BE%D0%B3%D0%BE_%D1%80%D0%B5%D0%B4%D1%83%D0%BA%D1%82%D0%BE%D1%80%D0%B0/219257_2471452_%D1%81%D1%82%D1%80%D0%B0%D0%BD%D0%B8%D1%86%D0%B01.html

Курсовая работа: Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

1. Задание на курсовое проектирование…………………………..1

2. ……………………………………………………….2

3. Замечания руководителя……………………………….………..3

4. Введение………………………………………………………….4

5. Исходные данные……………………………….…………….…5

6. Выбор электродвигателя…………………………………………6

7. Определяем значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов………………………………………………7

8. Расчёт зубчатой передачи…………………………………….…8

9. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс…….…….9

10.Основные размеры шестерни и колеса………………………..10

11.Проверочный расчёт на контактную выносливость………….11

12.Расчёт на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки………………………….……….…..12

13.Силы, действующие в зацеплении…………………………….12

14. Расчёт на выносливость при изгибе…………………………..13

15. Предварительный расчёт валов…………………………..…..15

16. Конструктивные размеры зубчатых колёс………………..….15

17. Конструктивные размеры корпуса редуктора…………..……16

18. Выбор муфты………………………………………………..…17

19. Выбор смазки…………………………………………….….…17

20. Проверочный расчёт одноступенчатого редуктора………….18

21. Проверка прочности шпоночных соединений………….……24

22. Уточнённый расчёт валов…………………………………….25

23. Расчётная схема ведущего вала……………………………….29

24. Расчётная схема ведомого вала……………………………….30

25. Литература……………………………………………………..31

26. Приложение……………………………………………………32

Введение

Ввиду отсутствия в промышленности мощных электродвигателей с малой скоростью вращения появилась необходимость в создании двигателей, которые будут понижать скорость вращения. Таким устройством является проектируемый редуктор.


Цель данного проекта состоит в проектировании одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колёсами.

В процессе проектирования необходимо выбрать соответствующие детали, при этом учитывая их долговечность, габариты.

За время курсового проектирования студент приобретает навыки в использовании технической литературы, справочников, ГОСТов и других справочных и учебных материалов.
Расчет привода

Исходные данные:

N2 = 95 кВт — мощность на ведомом валу

n2 = 650 об/мин — число оборотов на ведомом валу

Up = 4,5 — передаточное отношение редуктора

T= 13000 часов — срок службы привода

Передача нереверсивная

Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр – 4.

М

График нагрузки:

1,2Мн Мн

0,6Мн

0,003Т 0,5Т 0,4Т

Т

1. Выбор электродвигателя

Вычислим общий КПД редуктора:

Из каталога выбираем:

— зубчатая передача в закрытом корпусе с цилиндрическими колёсами

— потери на трение в опорах каждого вала

— коэффициент

n=2 — число валов

Необходимая мощность электродвигателя:

Частота вращения вала электродвигателя:

Из каталога выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 — 4А280S2, с номинальной мощностью N=110 кВт и частотой вращения nc = 3000 об/мин.

Скольжение s = 2%

Перегрузка по мощности:

Перегрузки по мощности нет.

Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах:

Вал 1 — вал электродвигателя

N1 = 99,93 кВт; n1 = 2925 об/мин

Угловая скорость:

Крутящий момент:

— где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность

Так как Ny > 107, то kpk =1

Момент на валу шестерни:

Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни предварительно примем k=1,3.

Из условия контактной прочности для косозубых колёсШа=0,315; kП =1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:

По ГОСТ 2185-66 это значение aщ округляется до ближайшего стандартного aщ = 400 мм.

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.

Нормальный модуль mn выбирается из ряда стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 из интервала mn =(0,010-0,020)aщ

mn =(0,010-0,020) х 400=4-8мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn =6мм.

Если предварительно принять, что угол наклона зуба в=100, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:

;

Передаточное отношение отличается от стандартного (U=4,5) на 0,89%, что меньше допустимого 2,5%.

Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Агентство по образованию Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный горный институт имГ.В. Плеханова

(технический университет)

Кафедра КГМ и ТМ

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ

Подисциплине:                                 прикладная механика_

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Тема: Расчётодноступенчатого цилиндрического редуктора.

Автор студент гр.  _ЭР_                        ______________        / __/

                                                 (шифргруппы)                                               (подпись)                                            (Ф.И.О.)  

ОЦЕНКА:   ____________

Дата: __________________

ПРОВЕРИЛ:

Руководитель проекта  _доцент__                       __________        /  Большунов А.В./           

                                                                   (должность)                                            (подпись)                                     (Ф.И.О.)

Санкт-Петербург

2005


Аннотация

В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого коническогозубчатого редуктора.

Проводится выбор материала зубчатых колёс, определяются допустимые иизгибающие контактные напряжения, определяются основные параметры передачи,предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочностьи выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяетсяресурс подшипников.

Thesummary

In the given courseproject the account of an one-step conic gear reducer is submitted.

The choiceof the electric motor will be carried out(spent), proceeding from capacity onan output(exit) to the shaft of the engine, frequency of rotation of the targetshaft and designed efficiency (EFFICIENCY), choice of a material of gearwheels, is defined(determined) admitted contact pressure(voltage) and bending,the basic parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice oearings are defined(determined), the target shaft of a reducer and шпоночные of connection pays off on durability andendurance, the resource of bearings is defined(determined).

Исходныеданные………………………………………………………………5

1. Кинематический расчёт привода……………………………….………….6

2. Проектный геометрический расчёт зубчатой передачи………….………7

3. Расчёт валов. Проверка на статическую и усталостную прочность……13

4. Проверочный расчёт………………………………………………………16      

5. Определение конструктивных параметров зубчатого колеса………….19

6. Конструирование корпуса редуктора……………………………………19

Список использованнойлитературы…………………………………….20


Исходныеданные

Тип двигателя(мощность двигателя, кВт/частота вращения, мин-1):

4А132М4У3(Pдв=11/nдв=1460);

Передаточноечисло:

uр=5;

Видтермической обработки:

Улучшение;

Вид передачи:

Коническаяпрямозубая;

Степеньточности передачи:

9;

Ресурс работы:

LH=16000 часов

Компоновка:

IV – вертикальное расположение валов, ведомый вал снизу;

1.Кинематический расчет привода

1.1.  Мощностьна входном валу редуктора:

             P1=Pдв.,

где КПД муфты =0,98

P1=11.0,98=10,78 кВт

1.2.  Частота вращениявходного вала редуктора:

             n1=nдв=1460 мин-1

1.3.  Частота вращениявыходного вала:

1.4.  Угловая скоростьвращения входного вала:

1.5.  Угловая  скоростьвращения выходного вала:

1.6.  КПД редуктора:

1.7.  Мощность навыходном валу редуктора:

1.8.  Вращающий моментдвигателя:

1.9.  Вращающий моментна входном валу:

1.10.  Вращающиймомент на выходном валу:

2. Проектный геометрический расчет зубчатой передачи

Расчет допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса:

,

где SH=1,1 (для нормализации),

 (т.к. улучшение), считается отдельнодля шестерни и колеса в зависимости от их твердости.

Для шестерни:

Для шестерни берем твердость поверхности зубьев (HB300).

Для колеса:

Для колеса берем твердость поверхности зубьев чуть ниже, чем у шестерни (HB280).

Расчет общего допускаемого контактного напряжения:

Для косозубойпередачи:

Расчет передачи на контактную выносливость.

Из условияконтактной выносливости внешний делительный диаметр конуса колеса равен:

По рядунормальных линейных размеров и принимаем за окончательную величину 

Внешнееконусное расстояние, ширина колеса и шестерни:

Re – внешнее конусное расстояние;

b – ширинаколеса и шестерни; В соответствии с ГОСТ 6636-69  ширина колеса равно 36 мм.

Определяем диаметр основания делительного конуса шестерни:

Число зубьевколеса:

где. К – коэффициент для улучшеннойстали.

Число зубьевшестерни:

Полученные данные округляем доближайшего целого значения: Z1=17, Z2=85;

Таким образом,получаем фактическое передаточное число:

Определяемвнешний торцевой модуль:

Найдем уголделительного  конуса по формуле:

Биэквивалентноечисло зубьев колеса при  рассчитывается поформуле:

Относительноесмещение определяем по таблице указанной в методической литературе.

Фактическаяскорость в зацеплении:

 Число зубьевплоского колеса:

Среднееконусное расстояние:

Нормальныйрасчетный модуль:

Высота головкизуба:

Высота ножкизуба:

Угол ножкизуба:

Угол конусавершин:

Угол конусавпадин:

Внешняя высотазуба:

Диаметроснования конуса шестерни:

Диаметр вершинзубьев:

Диаметр впадинзубьев:

Проверяемосновные параметры на контактное напряжение:

После уточненияосновных параметров передачи определяю окружную силу и напряжения на изгиб:

где Yt– коэффициент формы зуба;

Kf– коэффициент нагрузки;

KFg– коэффициент долговечности;

 где  

где  коэффициент силы в зацеплениивыбирается по таблице;

Осевая сила нашестерни:

Сводная таблица данных по коническому зацеплению:

P1=11 кВт

b=37 мм

n1=1460 мин-1

u = 5

Lh=16000 час.

HB1 =300

Z2=85

HB2 =280

Z1=17

Источник: https://vunivere.ru/work6485

ovdmitjb

Add comment