|
|
| Курсовая: Расчет одноступенчатого редуктора |
Курсовая: Расчет одноступенчатого редуктора
Техническое задание
Исходные данные:
Т = 18 Н*м
w = 56 рад/с
d = 0.55 м
схема 1
1. Электродвигатель
2. Упругая муфта
3. Редуктор с прямозубой конической передачей
4. Открытая коническая передача
5. Картофеле-очистительная машина
Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической
передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого
колеса и ведомого вала.
Назначение и сравнительная характеристика привода
Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в
себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу,
одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и
спроектировать в данном курсовом проекте.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач,
выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от
двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать,
помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремённую. Назначение
редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента
ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в
котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы подшипники и т.д.
Зубчатые передачи
Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и
косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с
шевронными и криволинейными зубьями.
Преимущества зубчатых передач
1. Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2¸4,
косозубой цилиндрической U=4¸6, для конической U=2¸3)
2. Высокая нагрузочная способность
3. Высокий КПД (0.96¸0.99)
4. Малые габариты
5. Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании
6. Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры
Недостатки зубчатых передач
1. Невозможность без ступенчатого изменения скорости.
2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
3. Шум при больших скоростях.
4. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на
компенсацию динамических нагрузок.
5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях.
6. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев.
7. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок
Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в
изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
1.1 Определяем требуемую мощность двигателя
N=N*w (Вт) Т=Твых=Т3
N=56*18=1008 Bт
1.2 Определяем КПД
h=hр*hоп*пк р-редуктора
h=0,97*0,96*0,9 =0,679 оп-открытой передачи
пк-подшипников качения
1.3 Определяем мощность двигателя
1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия
Nн ³ Nдв Nн=1.5 кВт 4А80А2У3 Nн=1.5 кВт
nс=3000
Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей (таблица 1)
таблица 1
| N° | Типоразмер | nc, об/мин | | 1 | 4А80А2У3 | 3000 | | 2 | 4А80В493 | 1500 | | 3 | 4A90L693 | 1000 | | 4 | 4A100L893 | 750 |
1.5 Определяем передаточное отношение двигателя
 , где nдв - синхронная частота вращения, Об/мин;
nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин
 
 
1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи
u = 2¸3
1.7 Определяем передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической
прямозубой передачи U=2¸3
 , где U - передаточное отношение двигателя
Uоп - передаточное отношение открытой
передачи
Uр - передаточное отношение редуктора
 
Остановим свой выбор двигателе N°1, и примем следующие передаточные отношения:
uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2
Эскиз двигателя в приложении 1.
1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов. 
1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма
Проверка: Nдв=Тдв*wдв
Nдв=4,73*313,6=1483 Вт
Двигатель 4А80А2У3
1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, w3 с учётом выбранного двигателя
Проверка Nдв=Тдв*wдв
Nдв=4.19*56=1500 Вт
В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений
1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма
n1 = nc = 3000 об/мин
Данные расчётов сведём в таблицу:
таблица 2
| Тi, Н*м | wi, рад/с | ni, об/мин | | Вал А | 4.78 | 314 | 3000 | | Вал В | 9.08 | 157 | 1071 | | Вал С | 24 | 56 | 535 |
2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.
2.1 Выбираем материал
Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для
которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок [s0]=122
МПа, допускаемое контактное напряжение [s]=550 МПа
-
рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами
2.2 Определяем внешний делительный диаметр (см. Рис.1)
коэффициент КНb=1,2
коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному
расстоянию YВRE=0,285
 [1],
где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);
de2 - внешний делительный диаметр, мм;
[s]к - допускаемое контактное напряжение, МПа;
up - передаточное отношение редуктора;
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение
de2=100мм
2.3 Принимаем число зубьев на шестерне
Z1=22
2.4 Определяем число зубьев на колесе
Z2=uр*Z1=2,8*22=62 [1]
Определяем геометрические параметры зубчатой передачи
2.5 Внешний окружной модуль
 [1]
2.6 Угол делительного конуса для (см. Рис.1):
шестерни 
колеса 
2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)
2.8 Определяем внешнее конусное расстояние (см. Рис.1)
 [1]
2.9 Определяем среднее конусное расстояние (см. Рис.1)
 , где b - длина зуба
2.10 Определяем средний окружной модуль
2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)
d=m*Z [1] d1=1.3*22=28.6 мм
d2=1.3*62=80.6 мм
2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении
окружное колеса
шестерни
 , где Т - крутящий
момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр
радиальное
, где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20°
Проверка
коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
 [1]
средняя окружная скорость колеса
 [1]
степень точности n=7
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок
 [1], где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для
прямозубых колёс
[1]
Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
 [1] , где
коэффициент нагрузок
 , где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;
КFV - коэффициент динамичности
Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел
зубьев:
для шестерни
для колеса
При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6
Для шестерни отношение
для колеса
Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для
него меньше.
Проверяем зуб колеса
3. Разработка эскизной компоновки.
3.1 Предварительный расчёт валов редуктора.
Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым
напряжениям
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего Тк1=Т1=9000 Нм
ведомого Тк2=Т2=24000 Нм
Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом
напряжении [tк]=25 МПа
 [1]
диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20 мм.
Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении
[tк]=25 МПа
диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом
dк2=25 мм.
3.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала
позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).
Длина посадочного участка lст»b=20 мм
Колесо
его размеры dае2=101.1 мм; b=20 мм
диаметр ступицы dст »1.6*dк2=1.6*25=40
мм; длина ступицы
lст = (1.2¸1.5)* dк2=1.5*25=37.5 мм
lст = 35 мм
толщина обода
d0 =(3¸4)*m=1.3*(3¸4)=5 мм
рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1¸0,17)*Rе=7 мм
колесо
3.3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора
толщина стенок корпуса и крышки
d = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем d = 5 мм
d1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем d1 = 5 мм
толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1,5*d=1,5*5=7,5 мм
b1=1,5*d1=1,5*5=7,5 мм
нижнего пояса крышки
р=2,35*d=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм
Диаметры болтов:
фундаментальных d1=0,055*R1+12=12,3 мм; принимаем фундаментальные болты с
резьбой М12
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7¸0,5)* d1
d1=(0,7¸0,5)*12,3=8,6¸6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8
болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7¸0,5)* d1
d3=6¸7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6
3.4 Компоновка редуктора
Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала.
Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки
пересечения проводим под d1 = 20° осевые линии делительных конусов и
откладываем на них отрезки Re = 53 мм.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо.
Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.
Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные.
Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников
| Условное обозначение подшипника | d мм | D мм | B мм | C кН | Co кН | | 7203 | 17 | 40 | 12 | 14.0 | 9.0 | | 7204 | 20 | 47 | 14 | 21.0 | 13.0 |
Страницы: 1, 2
|
|
|
|
© 2003-2013
Рефераты бесплатно, курсовые, рефераты биология, большая бибилиотека рефератов, дипломы, научные работы, рефераты право, рефераты, рефераты скачать, рефераты литература, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты медицина, рефераты на тему, сочинения, реферат бесплатно, рефераты авиация, рефераты психология, рефераты математика, рефераты кулинария, рефераты логистика, рефераты анатомия, рефераты маркетинг, рефераты релиния, рефераты социология, рефераты менеджемент. |
|
|
