Расчет редуктора

                                                               Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технологические, экономические и эксплуатационные показатели. Основные требования, предъявляемые к создаваемому механизму: высокая производительность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, экономичность, техническая эстетика.

Проектирование - это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование - это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы, в реальную конструкцию.

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить и расширить теоретические знания, а так же развить расчетные, графические навыки самостоятельного решения инженерно - технических задач, умение рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по всем предшествующим общетехническим дисциплинам, овладеть техникой разработки документов на различных стадиях проектирования и конструирования.

Редуктором называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей  машины.

Назначение редуктора - понижение  угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники.

Зубчатая передача - это передача вращением при непосредственном контакте ведущего и ведомого звеньев. Зубчатые передачи подразделяются на: цилиндрические - прямозубые, косозубые, шевронные, винтовые; конические - прямозубые и криволинейные. Зубчатые цилиндрические передачи применяют для передачи вращающего движения, между параллельными осями.

Косозубые цилиндрические колеса применяют  в мощных, быстроходных передачах.

Их достоинством является большая  нагрузочная способность, плавность  хода, бесшумность, простота изготовления по сравнению с шевронными колёсами. Недостатком косозубых колёс является большая стоимость их изготовления по сравнению с прямозубыми колёсами и большие осевые нагрузки на опоры.

 

 

 

1 Кинематический расчет привода

 

1.1 Расчёт требуемой мощности двигателя

Мощность  на выходном валу:

кВт

Общий КПД привода

,

где: - КПД ремённой передачи;

        - КПД зубчатой передачи;

       - КПД муфты;

       - КПД подшипников качения.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Частота вращения выходного вала:

В таблице 24.9[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4A90А6У3, с синхронной  частотой вращения 920,00 об/мин, с параметрами: кВт.

1.2 Расчет мощности на валах

1.3 Определяем передаточные числа

Общее передаточное число привода:

 

 

 

 

Передаточное  число редуктора

- передаточное число ремённой  передачи;

 

1.4 Частоты вращения валов

 

 Угловые скорости вращения  валов.

 

 

1.5 Крутящие моменты на валах

 

Крутящий момент на приводном валу

Крутящий момент на валу редуктора

 

Крутящий момент на валу электродвигателя

 

 

2. Проектный расчет зубчатых  передач

 

2,1 Подбор материалов и определение допускаемых напряжений.

Зубчатые колеса в большинстве  случаев изготовлены из сталей подвергнутых химическому или химико-термическому упрочнению. Из таблицы 4 выберем сталь  с требуемыми механическими свойствами.

Материал: сталь 45, С улучшением НВ=194-222:

Расчет на долговечность

Расчет работы передачи в  числе циклов перемены напряженья на зубьях шестерни N_k1 и колеса N_k2

 

 

Коэффициенты эквивалентности по контактным µ_н и изгибным µ_F.

 

 

 

Эквивалентные числа циклов нагружения зубьев шестерни и колеса за срок службы передачи соответственно по контактным напряжениям N_HE и изгибным N_FE напряжениям.

 

 

 

Расчитаем коэффиценты по контактным напряжениям и по напряжениям  изгиба

 

-базовое число циклов нагружения.

-базовое число циклов по напряжениям изгиба.

 

По таблице 2.3 для шестерни и колеса находим пределы контактной

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения  для шестерни и для колеса

МПа

МПа

Допускаемые напряжения изгиба  для шестерни и для колеса

МПа

Мпа

Предельные контактные напряжения при перегрузке 

Предельные напряжения изгиба при перегрузке 

2.3 Определение основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем межосевое  расстояние

, где  определяется по таблице 2.4 и равен 0,5, K_H- Коэффициент нагрузки, принимают по таблице 2,4, равен 1,3, K_a-для косозубых колес 410 Мпа.

 

мм, по ГОСТ  мм.

Модуль зацепления  m_n.

 

Угол наклона зубьев β=8˚.

 

Суммарное число зубьев Zc

 

Числа зубьев шестерни

 и колеса 

Передаточное деление  зубьев:

Произведем проверку:

 

2.4 Расчет контактных напряжений.

Окружная скорость в зацеплении

 

Диаметры шестерни d₁ и колеса d₂

 

 

Ширина шестерни и колеса соответственно

 

Основные размеры зуб.пары:

мм

Определим действительные (рабочие) контактные напряжения, определяются по формуле:

 

 

,где 

 

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки, равен 1.

-коэффициент неравномерности  распределения нагрузки по длине  контактной линии, 

определяется по графику  в зависимости от твердости колес  и коэффициента ширины

=1,05

коэффициент динамической нагрузки определяемый по таблице 2.7.

Kн=

 

 

 

 

2.5.Расчет усилий в цилиндрических зубчатых передачах

 

a)окружное усилие

 

б) Окружное усилие

 

в) Осевое усилие

г)Усилие на консоли тихоходного  вала

_{г) Изгибающий момент}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.Проектный расчет валов и подбор подшипников.

 

3.1 Расчет тихоходного вала :

Первая ступень, под элемент  крышки с отверстием и подшипник

Расчет ступени вала под открытую передачу

_{Остальные ступени, определяются конструктивно.}

3.2 Расчет быстроходного вала :

Первая ступень, под элемент  открытой передачи

Расчет ступени вала под открытую передачу

Остальные ступени вала, определяются из конструктивных соображений.

 

3.3 Подбор подшипников:

На  тихоходный вал диаметром d₁=30мм назначаем подшипник средней серии, согласно( ГОСТ 8338-75), с параметрами.

 d = 30,0 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 62,0 мм – внешний диаметр подшипника;

B= 16,0 мм-ширина подшипника;

 кН – динамическая грузоподъёмность;

 кН – статическая грузоподъёмность.

 

На  быстроходный вал диаметром d₁=25мм назначаем подшипник средней серии, согласно( ГОСТ 8338-75), с параметрами.

 d = 25,0 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 52,0 мм – внешний диаметр подшипника;

B= 15,0 мм-ширина подшипника;

 кН – динамическая грузоподъёмность;

 кН – статическая грузоподъёмность.