Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
Содержание
Введение
. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
. Расчет быстроходной конической передачи
. Расчет тихоходной зубчатой передачи
. Предварительный расчет валов
. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
. Проверка прочности шпоночных соединений
. Подбор подшипников и проверка их долговечности
. Уточненный расчет валов
. Выбор муфты
11. Смазка
Список использованных источников
Введение
Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
КПД привода
Рис. 1 Схема привода
Рис. 2 Схема нагрузки
? =? 14 ?2 ?3, где
?1 = 0,99 - кпд. пары подшипников качения
?2 = 0,97 - кпд. закрытой конической передачи
?3 = 0,97 - кпд. закрытой цилиндрической передачи
(лит.1, стр.61 табл.7)
? = 0,994 0,97 0,97= 0,9
Требуемая мощность электродвигателя
По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 80А4УЗ мощностью
Рэ=1,5 кВт и nd =1455 об/мин
Частота вращения колеса
Передаточное число привода.
Передаточное число тихоходной передачи
(Лит.2 стр.3 табл.1.3)
Тогда для быстроходной передачи
Принимаем u1=3,55,тогда
n1 = nd =1455 об/мин.
Крутящие моменты на валах
Т2 = Т1 u1 ?1 ?2 =7,3 3,55 0,99 0,97 = 25 Нм
Т3 = Т2 u2 ?1 3 ?3 =25 3,55 0,993 0,97= 83 Нм
2. Расчет быстроходной конической передачи
Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал - сталь 45; термообработка - улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 45тАж50. Определим начальный средний диаметр шестерни
(Лит.3, стр.197)
Принимаем коэффициент
(Лит.3, стр.197)
При и твердости зубьев НВ > 350 по графику Iа рис.12.18 (лит.3, стр.186) находим коэффициент
КН? = 1,7
Допускаемые контактные напряжения
(лит.3, стр.185)
При поверхностной закалке колес
?нlimb = 1,7 HRC+200 (лит3, стр.185 табл.12.4)
При
?нlimb = 1,7 47,5+200=1008 МПа
Общее календарное время работы привода за L=7лет
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса
(лит 3. стр. 239)
Tmax=1,2T; tm=0,1t; nm=n2;1=7T; t1=0,5t; n1=n2;2=0,6T; t2=0,4t; n2=n2; и
Для колеса при n2=410 об/мин и t=12264чНЕ=27 12264 410=1,35 108
Базовое число циклов нагружения N0=107(лит. 3 стр. 238)
Коэффициент долговечности
Тогда:
Средний делительный диаметр шестерни.m1 = dwm1 = 34,6 мм
Ширина зубчатого венца
b = ?bd dm1 = 0,4 34,6 = 14 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
l2 = d l1 u1 = 38,4 3,55 =136 мм
По ГОСТ 12289-76 принимаем ближайшее значение
dl2 = 150 мм b = 15 мм
Принимаем z1 =20, тогда z2 = z1 u1 =20 3,55 = 71
?2 = 90- ?1 = 90 - 15,73 = 74,17
cos?1 = cos15,73 = 0,9625
cos?2 = cos74,27 = 0,2711
Основные размеры передачи.
l1 = ml z1 = 2,1 20 = 42 ммal1 = dl1 + 2ml cos?1 = 42 + 2 2,1 0,9625 = 46 ммl2 = ml z2 = 2,1 71 = 150 ммаl2= dl2 + 2ml cos?2 = 150 + 2 2,1 0,2711 = 151 мм
m = Rl - 0,5b = 77,5- 0,5 15 = 70 мм
Средний модуль
m1 = mm z1 = 1,9 20 = 38 ммm2 = mm1 u1 = 38 3,55 = 135 мм
Средняя окружная скорость
При такой скорости принимаем 8-ю степень точности колес.
Произведем проверку прочности зубьев шестерни на изгиб:
(лит.3, стр.197)
Эквивалентное число зубьев шестерни
При zV1 = 21 коэффициент формы зуба
УF =4,01 (лит.3, стр.192 рис.12.23)
При твердости зубьев НВ > 350
,
по графику Iа (лит.3, стр.186 рис 12,18) находим коэффициент
КF? = 1,9
Коэффициент
?m = ?bd Z1 = 0,4 20 = 8 (лит.3, стр.197)
Допускаемое напряжение изгиба
(лит.3,стр.194)
Для закаленных колес
(лит.3,стр.195 табл.12.6)
Коэффициент динамичности при V=3,67м/с и 8-й степени точности
КFV = 1,06 (лит.3,стр.195 табл.12.5)
При односторонней нагрузке
КFС = 1 (лит.3,стр.194)
Коэффициент безопасностиK=1,7 (лит.3,стр.194)
Коэффициент долговечности
(лит. 3 стр. 240)
Базовое число циклов нагружения N0=106(лит. 3 стр. 240)
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса
(лит 3. стр. 239)
Приmax=1,2T; tm=0,1t; nm=n2;1=T; t1=0,5t; n1=n2;2=0,6T; t2=0,4t; n2=n2; и
(лит. 3 стр. 233)
Как видим прочность передачи достаточна.
. Расчет тихоходной зубчатой передачи
Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.
(лит.3,стр.189)
Принимаем коэффициент
(лит.3,стр.189)
Тогда
По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и ?bd=0,72 коэффициент Кн?=1,22
Модуль передачи=(0,1тАж0,2)w = (0,1тАж0,2)67,5=0,68тАж1,5 мм
Принимаем m = 2 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Принимаем ?3 = 15, тогда
?4 = ?3 u2 = 15