РЕДУКТОР зубчастих прямозубих
Зміст
1 Завдання на курсовий проект
2 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА
3 кінематичні РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ
4 ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК РЕДУКТОРА
4.1 Структурна схема редуктора.
4.2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора
4.3 Перевірочний розрахунок спроектованої передачі
4.4 Розрахунок діаметрів валів редуктора.
4.5 Конструктивні розміри корпусу редуктора
4.6 Вибір підшипників і розрахунок їх на довговічність.
4.7 Перевірка міцності шліцьових і шпонкових з'єднань
4.8 Перевірка небезпечних перетинів швидкохідного вала
4.9 Перевірка небезпечних перетинів тихохідного валу
5 Розрахунок муфти (визначення діаметра зрізається штифта)
6 Вибір сорту масла.
7 допуску І ПОСАДКИ
8 СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
1 Завдання на курсовий проект
2 січня 3 4 5
1-електродввігатель
2-пружна втулочно-пальцева муфта
3-передача
4-комбинированая муфта
5-виконавчий механізм
Завдання: для наведеної вище схеми виконати проект передачі, що входить до нього.
Вихідні дані:
1.1 Номер варіанти ............................................ 29
Номер схеми .................................................. 1
Вид коліс ........................................ прямозубих
Потужність на ведучому валу ....................... 2,2 кВт
Частота обертання ведучого вала ........ 1425 об/хв
веденого вала ......... 360 об/хв
Вид навантаження ................................... реверсивна
Мастило зачеплення ............................... картерних
Термін служби .................................... 24000 годин
Характер навантаження ........... вібраційне навантаження
2 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА
Враховуючи вихідні дані, за табл. П1 [1, стор 390] вибираємо двигун асинхронної серії 4А (по ГОСТ 19523-81), потужності P = 2,2 кВт, n 1 = 1425 об/хв. Умовні позначення 90L4/95. За табл. П2 [1, стор 391] визначаємо діаметр вихідного валу для обраного електродвигуна dе = 24 мм
3. Кінематичний розрахунок ПЕРЕДАЧІ
Передаточне число привода знаходиться за формулою
U 12 = n 1 /n 2 = 1425/360 = 4 (3.1)
n 1 - частота обертання на ведучому валу, (об./хв.)
n 2 - частота обертання на відомому валу, (об./Хв.)
n 1 = 1425 об/хв
n 2 = 360 об/хв
Зауваження: передавальне число до стандартного значення не доопределяется
Крутний момент на валу знаходиться за наступною формулою
Т = 9,55 Ч10 6 ЧРh/n, (3.2)
де:
Р - потужність електродвигуна, (кВт)
h-ККД
n-частота обертання вaлa, (об/хв)
ККД приводу Прінемаемие за одиницю h = 1
Визначаємо крутний момент на ведучому валу
T 1 = 9,55 Ч10 6 Ч2, 2/1425 = 14735,65 НЧмм
Розраховуємо крутний момент на відомому валу
T 2 = T 1 ЧU 12 = 14735,65 Ч 4 = 58942,6 НЧмм
4. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК РЕДУКТОРА
4.2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора
4.2.1 Вибір матеріалів та їх характеристики.
Приймаємо згідно рекомендаціям табл. 2,6 - 2,8 [З] марку матеріалів та їх термообробку. Виписуємо механічні характеристики з табл. 2.8 [3].
Матеріал деталі:
шестерня сталь 45
колесо сталь 45
Вид термообробки:
шестерня поліпшення
колесо поліпшення
Твердість:
шестерня HB 300
колесо HB 240
Базове число циклів зміни напружень при розрахунку на контактну витривалість:
шестерня N HO1 = 1,7 Ч10 7
колесо N HO2 = 1,3 Ч10 7
Базове число циклів зміни напружень при розрахунку на згинальну витривалість:
шестерня N fo1 = 4Ч10 6
колесо N fo2 = 4Ч10 6
Допускаемое контактне напруження при базовому числі циклів:
шестерня s HO1 = 580 н/мм 2
колесо s HO2 = 514 н/мм 2
Допустима напруга вигину в зубах при базовому числі циклів:
шестерня s fo1 = 294 н/мм 2
колесо s fo2 = 256 н/мм 2
4.2.2 Розрахунок допустимих напружень для обраних матеріалів
За рекомендаціями табл. 2,9 [3] для прямозубих передач визначаємо допустимі напруги:
а) Допустиме контактне напруження
[s H ] = s HO ЧКн (4.2.1)
s HO - допустиме контактне напруження при базовому числі циклів (див. п. 3.2)
Кн-коефіцієнт довговічності приймаємо = 1
Nнo-базове число циклів зміни напружень при розрахунку на контактну витривалість
NHe-еквівалентне число циклів, визначається за формулою
Nнe = Nfe = 60ЧhЧn (4.2.2)
Підставимо в формули чисельні значення даних
Шестерня
Nнe 1 = Nfе = 60Ч24Ч10 3 Ч1425 = 2052000000
(4.2.3)
До HL1 = 1
[s H1 ] = s HO1 ЧК H1 = 580Чl = 580 н/мм 2
Колесо
N HE = N FE = 60Ч24Ч10 3 Ч360 = 518400000
(4.2.4)
До HL2 = 1
[s H2 ] = s HO2 Ч Кн 2 = 514 Ч l = 514 н/мм 2
б) Допустиме напруження при згині
[s F ] = s FO ЧK F (3.3.4)
s FO - допустима напруга вигину в зубах при базовому числі циклів (див. п. 3.2)
K F - коефіцієнт довговічності, приймається = 1
N FO - базове число циклів зміни напруг при розрахунку на згинальну витривалість
N FE - еквівалентне число циклів визначено вище за формулою (4.2.2)
Підставимо в формули чисельні значення даних
Шестерня
N FE1 = N HE1 = 2052000000
(4.2.5)
K FL1 = 1
[s F1 ] = s FO1 ЧK FL1 = 294Ч1 = 294 н/мм 2
Колесо
N FE2 = N HE2 = 518400000
(4.2.6)
K FL2 = 1
[s F2 ] = s FO2 ЧK FL2 = 256Ч1 = 256 н/мм 2
Розрахункове допустиме контактне напруження для передачі
[s H ] = min ([s H1 ], [s H2 ]) (4.2.7)
[s H1 ]-допустиме контактне напруження для шестерні (див. вище)
[s H2 ]-допускаемое контактне напруження для колеса (див. вище)
Чисельний розрахунок допустимого контактного напруги:
[бн] = [s H2 ] = 514 н/мм 2
4.2.3 Визначення геометричних параметрів зубчастої передачі
а) Міжосьова відстань
Орієнтовне значення міжосьової відстані а w , Згідно з рекомендаціями табл. 2.9 [3] визначається наступною формулою
(4.2.8)
До A - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів коліс (див. нижче)
U 12 - передавальне число (див. п. 3)
Т 1 - крутний момент на ведучому валу (див, п. 3)
...
