Реферат
ВАЛ, ШЕСТЕРНЯ, МУФТЫ, ШПОНКИ, ПОДШИПНИКИ,ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА, ШАЙБЫ, ШТИФТЫ
Объектом курсового проекта является одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор.
Целью курсового проекта является проектирование привода редуктора.
При выполнении курсового проекта использовалась нормативно – справочная и другая техническая литература, построение чертежей проводилось в КОМПАС 3D.
В результате выполнения курсового проекта был спроектирован цилиндрический одноступенчатый редуктор.
Содержание
-
Выбор электродвигателя и кинематический расчет…………………… 3
-
Расчет зубчатых колес…………………………………………………………………… 5
-
Предварительный расчет валов редуктора…………………………………. 9
-
Конструктивные размеры шестерни и колеса…………………………....10
-
Конструктивные размеры корпуса редуктора………………….……......11
-
Первый этап компоновки редуктора………………………………….……….12
-
Проверка долговечности подшипника………………………………..……..14
-
Второй этап компоновки редуктора……………………………………….…..18
-
Проверка прочности шпоночных соединений…………………….….….20
-
Уточненный расчет валов…………………………………………………….……..20
-
Вычерчивание редуктора…………………………………………………….……..25
-
Посадки деталей редуктора……………….……………………………….…..…25
-
Выбор сорта масла……………………………………………………………….….…26
-
Сборка редуктора…………………………………………………………………...….26
Спроектировать одноступенчатый косозубый редуктор, для привода лебедки.
N=4 кВт
=1500
об/мин
=500
об/мин
Расчет и конструирование
-
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Примем редуктор не реверсивный, предназначенный для длительной эксплуатации при односменной работе.
Примем, что редуктор на подшипниках качения.
Рассчитаем общий КПД привода.
Ƞ=
+
+
+
=0,951
По табл. «Значение КПД механических передач» примем:
=
0,98 – КПД, пары
цилиндрических зубчатых колес
=0,99
– коэффициент,
учитывающий потери пары подшипников
качения
=
0,99 – КПД, учитывающий потери в опорах
вала приводного барабана
Рассчитаем требуемую мощность электродвигателя:
;
кВт.
По требуемой мощности и частоте вращения по каталогу выбираем электродвигатель трех фазный, короткозамкнутый, серии 4А, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин. Типоразмер 4А112М
;
Скольжение = 3,7%;
=
1500- (1500*0,037)=1444.5 об/мин.
=
;
=151.26
рад/с .
Рассчитаем требуемое передаточное отношение редуктора:
i=
=
=2.89≈3
Известно, что для одноступенчатых редукторов, используют i=3…6, поэтому требуемое i лежит в допускаемых пределах.
Скорректируем передаточное число в соответствии с рекомендуемым рядом по ГОСТ 2185-66
=2,8
Тогда
частота вращения барабана лебедки (
)
и его угловая скорость (
)
составит:
=
=
515,89 об/мин
=
=
54,02 рад/с.
Вращающие моменты:
На валу шестерни
=
=
=
=27,76
Н*М = 27,76 *
Н* ММ
На валу колеса
=
*
=27,76*2,8=77,72
Н*М = 77,72 *
Н* ММ
-
Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 230; для колеса- сталь 45, термическая обработка- улучшение, но твердость на 30 единиц ниже- НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
=
Где
-
предел контактной выносливости при
базовом числе циклов.
По таблице «Предел контактной выносливости при базовом числе циклов», для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
= 2НВ+ 70
- Коэффициент
долговечности; при числе циклов нагружения
больше базового, что имеет место при
длительной эксплуатации редуктора,
принимают
;
коэффициент безопасности
= 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле:
= 0.45(
+
)
, где
- допускаемые контактные напряжения
соответственно для шестерни и колеса.
Для
шестерни
=
=
≈ 482 МПа;
Для
колеса
=
=
≈ 428 МПа.
Тогда
расчетное допускаемое контактное
напряжение
= 0.45*(
+
428)=410 МПа
Требуемое
условие
≤
1,23*
выполнено.
Примем
по таблице «Ориентировочные значения
коэффициента
,
для зубчатых передач редукторов,
работающих при переменной нагрузке»,
коэффициент
.
=1.15
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
= 0,4
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев :
=
(u+1)*
; где для косозубых колес
= 43
= 178,45*
= 90,43 мм
Ближайшее
значение межосевого расстояния по ГОСТ
2185-66
=
90 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
=(0.01
0.02)*
=
(0.01
0.02) = 0,9
1,8 мм;
Принимаем
по ГОСТ 9563-60
= 1,375 мм.
Примем
предварительно угол наклона зубьев
β=
10
и определим числа зубьев шестерни и
колеса:
=
=
=
33,95, примем
=
= 34*2,8= 95,2, примем
Уточненное значение угла наклона зубьев
Cos
β
=
=
=0,9853
β
= 9
60′
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
=
=
34
=47,44 мм
=
=
95= 132,57 мм
Проверка:
=
= 90,005 ≈
90 мм
Диаметры вершин зубьев:
=
=
47,44+2* 1.375= 50.19 мм
=
=
135.32 мм
Ширина
колеса:
=
36 мм
Ширина
шестерни:
=
+ 5 = 41 мм.
Определим коэффициенты ширины шестерни по диаметру:
=
= 0.865
Окружная скорость колес и степень точности передачи
;
=
= 3.58 м/с.
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8- ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
=
1.03
=
1.09
=
1
1.03*1.09*1= 1.1227
Проверка контактных напряжений:
=
=
= 368.76
[
].
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
=
=
=1172.04 H
радиальная
=
1172.04
= 386.69 Н
осевая
206,63 Н
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
[
]
Коэффициент
нагрузки
=1.404
- коэффициент,
учитывающий форму зуба и зависящий от
эквивалентного числа зубьев
у
шестерни
=
=
=35.54
у
колеса
=
=
=
99,31
= 3,70
=
3,60
Допускаемое
напряжение [
]=
- для
стали 45 улучшенной при твердости HB
350
для
шестерни
для
колеса
Коэффициент безопасности:
[
]=
=1.75*1=1.75
Допускаемые напряжения:
для
шестерни [
]=
=
237МПа
для
колеса [
]=
=
206 МПа
Находим
отношения
:
для
шестерни
=
=
64,05 МПа
для
колеса
=
= 57, 22 МПа
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем
коэффициенты
:
1-
=
0,99
Для
средних значений коэффициента торцового
перекрытия
=
1.5 и 8-й степени точности
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
[
]
=109
МПа
[
]=
206 МПа.
Условие прочности выполнено.