Зміст
редуктор вал косозубний циліндричний
Введення
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода
2. Розрахунок пасової передачі
3. Розрахунок косозубой циліндричної передачі
3.1 Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
3.2 Проектний розрахунок передачі по контактним напруженням
3.3 Перевірочний розрахунок передачі по контактним напругам
3.4 Перевірочний розрахунок міцності зубів на вигин
4. Ескізна компонування редуктора
4.1 Визначення діаметрів ділянок вала
4.2 Відстань між деталями передач
4.3 Довжини ділянок валів
5. Розрахунок валів редуктора
5.1 Визначення реакцій в опорах валів
5.2 Перевірочний розрахунок вала
6. Підбір і розрахунок підшипників
6.1 Вибір підшипника для тихохідного валу
6.2 Вибір підшипника для швидкохідного вала
7. Розрахунок з'єднань
7.1 Розрахунок шпонкових з'єднань
7.2 Вибір муфти
8. Розрахунок елементів корпусу
8.1 Змащування редуктора
9. Збірка вузла веденого вала
Бібліографія
Введення
Редуктор - механізм, службовець для зменшення частоти обертання і збільшення обертаючого моменту. Редуктор закінчений механізм, що сполучається з двигуном та робочою машиною муфтою або іншими роз'ємними пристроями. Редуктор складається з корпусу (литого чавуну або сталевого зварного). У корпусі редуктора розміщені зубчасті або черв'ячні передачі, нерухомо закріплені на валах. Вали спираються на підшипники, розміщені в гніздах корпусу; в основному використовують підшипники кочення. Тип редуктора визначається складом передач, порядком їх розміщення в напрямку від швидкохідного вала до тихохідного і положенням осей зубчастих коле в просторі.
Призначення редуктора - пониження кутової швидкості та підвищення обертаючого моменту веденого вала по порівнянні з валом ведучим. Принцип дії зубчастої передачі заснований на зачепленні пари зубчастих коліс. Перевагою зубчастих передач є: високий ККД, сталість передавального відношення і широкий діапазон потужностей.
У цьому проекті проведений розрахунок механічного приводу, що складається з закритою косозубой циліндричної та ланцюгової передач.
1. Вибір електродвигуна і кінематичний
1.1 Споживана потужність електродвигуна
де
- ККД ремінна передача;
- ККД косозубая циліндрична;
-ККД підшипника кочення;
- ККД муфти.
По таблиці 1.1/1/
= 0,95 = 0,97 = 0,99 = 0,98
Частота обертання електродвигуна:
де - передаточне число пасової передачі;.
- передавальне число косозубой циліндричної передачі;
По таблиці 1.2/1/
= 3,5
= 4
Вибираємо електродвигун:
серія 132М8/750
асинхронна частота обертання об/хв.
потужність кВт
1.2 Визначаємо загальне передавальне відносини привода
Розбиваємо передавальне число привода по ступенями:
Приймаємо
1.3 Кутові швидкості і частоти обертання валів
об/хв;
об/хв;
об/хв;
рад/с;
рад/с;
рад/с;
1.4 Визначаємо потужності на валах
кВт,
кВт,
кВт,
1.5 Крутні моменти на валах
Н/м,
Н/м,
Н/м,
Номер вала
рад/с
об/хв
ККД
Н/м
1
78,5
750
55,244
2
22,428
314,285
0,95
181,87
3
4,035
38,21
0,97
970,755
2. Розрахунок клинопасової передачі
2.1 Проектний розрахунок валів. Визначимо діаметри валів з умови міцності на кручення
-допустиме дотичне напруга (12 ... 15 МПа)
приймаємо
Отриманий результати будуть використані при розробці конструкції валів
2.2 Вибираємо перетин ременя
У залежності від частоти обертання і переданої потужності ріс.12.23 стр.289 (1)
h = 11 мм; під = 17мм; вр = 14мм; dрmin = 125мм;
2.3 Обчислюємо діаметр веденого шківа
За стандартному ряду приймаємо
2.4 Уточнюємо передаточне число
2.5 Призначаємо міжосьову відстань стр.289 (1)
2.6 Визначаємо довжину ременя
З стандартного ряду вибираємо стр.288 (1)
Приймаємо стандартну довжину 2500 мм
2.7 Уточнюємо міжосьова відстань
2.8 Кут обхвату ременем малого шківа визначаємо за формулою 12.5/2/
Визначаємо потужність передану одним ременем за формулою 12.28/2/
де (за графіком 12.26/2 /)
Число ременів знаходимо по формулою 12.30/2/
Приймаємо z = 3.
Умова 12.31/2/виконується:.
Знаходимо попереднє натяг одного ременя по формулі 12.32/2/за формулою 12.30/2/
де - натяг за рахунок відцентрових сил.
кг/м 3 - щільність ременя;
A = 138 10 -6 м 3 - площа ременя.
Н
Н
Рівнодіюча навантаження:
3. Розрахунок косозубой циліндричної передачі
3.1 Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
У зв'язку з навантаженням привода вибираємо для виготовлення зубчастих коліс Сталь 40ХН2МА. Вона володіє достатньою технологічністю і є поширеною.
Для шестерні НВ = 302 (термообробка, азотування).
;;;
;;
;
Для колеса НВ = 260 ... 280 (термообробка, поліпшення).
;;;
;
;
;
;
;
;
Допустимі напруги вигину при розрахунку на втому
У косозубой циліндричної передачі за розрахункове допустиме контактне напруження приймаємо мінімальне зі значень:
В даному випадку: МПа
Допустимі напруги вигину при розрахунку на втома:
б F 0 - межа витривалості зубів;
S F - коефіцієнт безпеки;
K FC - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження K FC = 1;
K FL -коефіцієнт довговічності K FC = 1.
SF = 1,75 коефіцієнт безпеки (Таблиця 8.9)
3.2 Проектний розрахунок передачі по контактним напругам
Визначаємо міжосьова відстань за формулою 8.13/2/
де Е пр наведений модуль пружності;
Е пр = 2,1 * 10 5 МПа.
Т 2 - крутний момент на валу колеса;
Т 2 = 970,755 Нм
u = 5 передавальне число Коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьової відстані (табл. 8.4 [2]); = 0,4
- коефіцієнт ширини до діаметру
= 1,06 - коефіцієнт концентрації навантаження;
За малюнком 8.15/2/знаходимо:
= 1,06
мм
Приймаємо стандартне значення міжосьового відстані (стр. 136/2 /) а = 250мм.
Ширина:
Модуль передачі:
Приймаємо m = 3,5. Визначимо ділиль...
