Реферат: Расчет редуктора

1.ВВЕДЕНИЕ

Начало развития отечественного машиностроениябыло положено такими выдающимися учёными и изобретателями, как Ломоносов,Кулибин, Петров.

“Детали машин” – это техническая дисциплина, вкоторой изучают методы, правила и нормы расчёта и конструирование типовыхдеталей и сборочных единиц.

Целью курса “Детали машин” является развитиеинженерного мышления с точки зрения и совершенствования современных методов,правил и норм расчёта и конструирования (проектирования) деталей.

Задачи курса “Детали машин” – привить навыкирасчёта и проектирования типовых деталей и сборочных единиц, научитьрационально выбирать материал и форму деталей, выбирать расчёты на прочность,устойчивость, износостойкость и т.д., исходя из заданных условий работы деталейв машине.

Для получения знаний по проектированию,проводим проектирование редуктора. Редуктором называют механизм, состоящий иззубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата ислужащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.Редуктор предназначен для снижения угловой скорости и соответственно повышениявращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит изкорпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы,подшипники и т.д.

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ИКИНЕМАТИЧЕСКИЙ

РАСЧЁТ РЕДУКТОРА

2.1 Кинематическая схемаредуктора

Согласно данных проекта изображаю условнокинематическую схему редуктора (рис 2.1.1)

Рис 2.1.1Кинематическая схема редуктора

1 Электродвигатель.

2 Муфта упругая.

3 Колесо зубчатое ведущее (шестерня).

4 Колесо зубчатое ведомое.

5 Подшипник качания.

I.

Вал электродвигателя.

II.

Вал ведущий редуктора.

III.

Вал ведомый редуктора.

2.2 Коэффициент полезногодействия редуктора

Рассчитываю коэффициент полезного действия поформуле (2.2.1).

<img src="/cache/referats/18562/image004.gif" v:shapes="_x0000_i1027"> (2.2.1)

где η3 – КПД зубчатогозацепления, определяю по табл. 2.1, стр. 8.

Так как передача цилиндрическая закрытая –степень точности предварительно принимаю 8, тогда η3 = 0,97.

ηпод – КПД одной парыподшипников качения. КПД подшипников принимаю 0,99.

Тогда:

2.3 Требуемая мощностьэлектродвигателя

Определяю требуемую мощность электродвигателяпо формуле (2.3.1).

<img src="/cache/referats/18562/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1029"> (2.3.1)

Тогда получим:

<img src="/cache/referats/18562/image010.gif" v:shapes="_x0000_i1030"> кВт.

2.4 Выбор электродвигателя

В зависимости от синхронной частоты вращенияэлектродвигателя ńэ = 3000 об/мин и требуемоймощности электродвигателя Р1 = 13,1 кВт, по табл. 2.2 подбираюэлектродвигатель.

1)

тип двигателя 4А160S2У3;

2)

n1 = 2920 об/мин;

3)

мощность Рд = 15кВт.

2.5 Передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение редуктора рассчитываюпо формуле (2.5.1).

<img src="/cache/referats/18562/image012.gif" v:shapes="_x0000_i1031"> (2.5.1)

Получим:

2.6 Вращающий момент наведущем валу

Вращающий момент на ведущемвалу М, Н·м высчитываю по формуле (2.6.1).

<img src="/cache/referats/18562/image016.gif" v:shapes="_x0000_i1033"> (2.6.1)

2.7 Вращающий момент наведомом валу

Вращающий момент на ведомомвалу М, Н·м рассчитываю по формуле (2.7.1).

<img src="/cache/referats/18562/image020.gif" v:shapes="_x0000_i1035"> (2.7.1)

<img src="/cache/referats/18562/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1036"> Н·м

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ

МАТЕРИАЛОВЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Выбор механическиххарактеристик материалов зубчатых колёс

Из табл. 3.1 стр. 12 – 14 выбираю механическиехарактеристики материала шестерни для стали 45 улучшения. Ориентировочнопринимаю диаметр заготовки 40 – 60 мм.

а) предел прочности σв1= 780 – 880 Н/мм 2

б) предел текучести σт1= 540 Н/мм 2

в) средняя твёрдость НВср1=235 ед.

Определяю необходимую твёрдость материалаколеса по формуле (3.1.1).

<img src="/cache/referats/18562/image024.gif" v:shapes="_x0000_i1037"> (3.1.1)

где НВср1 – твёрдость по Бринелюдля шестерни.

Получим:

По табл. 3.1 для изготовления колеса выбираюматериал колеса таким образом, чтобы НВср НВср

где НВср твёрдость по Бринелю дляколеса.

Термообработка материала колеса –нормализация.

а) предел прочности σв1= 490 Н/мм 2

б) предел текучести σт1= 260 Н/мм 2

в) средняя твёрдость НВср=160 ед.

г) диаметр заготовки колеса100…300 мм.

Материал колеса сталь 35.

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения [σ]нН/мм определяю по формуле (3.2.1).

<img src="/cache/referats/18562/image028.gif" v:shapes="_x0000_i1039"> (3.2.1)

где [σ]но – пределконтактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числуциклов нагружения Nно. При твёрдости зубьев НВср< 350определяю [σ]но, Н/мм 2 по формуле(3.2.2).

<img src="/cache/referats/18562/image030.gif" v:shapes="_x0000_i1040"> (3.2.2)

Получаем:

для шестерни

<img src="/cache/referats/18562/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1041">2,

для колеса

<img src="/cache/referats/18562/image034.gif" v:shapes="_x0000_i1042">2,

Кн1 – коэффициент долговечности,учитывающий влияние срока службы редуктора. Поскольку редуктор предназначен длядлительной работы, то принимаю Кн1 = 1.

Подставляя в формулу (3.2.1), получим дляшестерни [σ]н1= [σ]но1= 490 Н/мм 2, а для колеса [σ]н2 = [σ]но2 = 355 Н/мм 2.

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряженияизгиба [σ]f, Н/мм 2определяю по формуле (3.3.1)

<img src="/cache/referats/18562/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1043"> (3.3.1)

где [σ]fо– предел изгибной выносливости зубьев. При нормализации и улучшении зубьевпредел изгибной выносливости рассчитывается по формуле (3.3.2).

<img src="/cache/referats/18562/image038.gif" v:shapes="_x0000_i1044"> (3.2.2)

Получим:

для шестерни

<img src="/cache/referats/18562/image040.gif" v:shapes="_x0000_i1045">2,

для колеса

<img src="/cache/referats/18562/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1046">2,

Кн1 – коэффициент долговечности,равен 1.

Кfc– коэффициент вида передачидля реверсивных передач, равен 0,75.

Подставляя в формулу (3.3.1), получим:

для шестерни

<img src="/cache/referats/18562/image044.gif" v:shapes="_x0000_i1047">2,

для колеса

<img src="/cache/referats/18562/image046.gif" v:shapes="_x0000_i1048">2.

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВПЕРЕДАЧИ

4.1 Межосевое расстояние зубчатого зацепления

Межосевое расстояниезубчатого зацепления определяю по формуле (4.1.1)

<img src="/cache/referats/18562/image048.gif" v:shapes="_x0000_i1049"> (4.1.1)

где К1 – расчётный коэффициент, длякосозубого К1 = 43.

i– передаточное отношение.

Ψва – коэффициентширины зуба колеса при проектном расчёте. Он рассчитывается по формуле (4.1.2).

<img src="/cache/referats/18562/image050.gif" v:shapes="_x0000_i1050"> (4.1.2)

где ψвd–коэффициент ширины зуба колеса относительно делительного диаметра шестерни.Определяю по табл. 4.1 стр. 16. Так как расположение шестерни относительноопор симметричное, а твёрдость рабочихповерхностей зубьев колеса НВср ≤ 350, то ψвd= 0,8 ÷ 1,4.

Принимаю ψвd= 1, тогда по формуле (4.1.2):

Рассчитав ψваокругляю значение до ближайшего стандартного по табл. 4.2 стр. 17.

Принимаю по ГОСТ 2185 – 66 ψва= 0,4.

Кнβ – коэффициентнеравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяю по табл. 4.3стр. 17 Кнβ = 1,02.

[σ]нр – расчётноедопускаемое контактное напряжение рассчитываю по формуле (4.1.3).

<img src="/cache/referats/18562/image054.gif" v:shapes="_x0000_i1052"> (4.1.3)

Подставляем в формулу (4.1.3) значения иполучаем:

<img src="/cache/referats/18562/image056.gif" v:shapes="_x0000_i1053">2

Должно соблюдаться условие [σ]нр≤ 1,23·[σ]н. 380 < 1,23·355=437 – условиесоблюдается.

Подставим значения в формулу (4.1.1) иполучим:

Значение аwокругляю до ближайшегобольшего по табл. 4.4 стр. 18 и принимаю по ГОСТ 229 – 71 аw= 125 мм.

4.2 Геометрические параметрызубчатых колёс

Предварительно определяю геометрическиепараметры зубчатых колёс: 1) делительный диаметр d2, мм определяю по формуле(4.2.1):

<img src="/cache/referats/18562/image060.gif" v:shapes="_x0000_i1055"> (4.2.1)

2) ширину зубчатого венца в2,мм определяю по формуле (4.2.2):

<img src="/cache/referats/18562/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1057"> (4.2.2)

3) номинальный модуль m, ммопределяю по формуле (4.2.3):

<img src="/cache/referats/18562/image068.gif" v:shapes="_x0000_i1059"> (4.2.3)

Принимаю по табл. 4.5 стр. 18 модуль по ГОСТ310 – 76 до ближайшего большего стандартного значения, при этом учитываю, что всиловых передачах рекомендуется принимать m> 1,5 мм. Из – заопасности разрушения зуба при перегрузках, принимаю m= 2.

Суммарное число зубьев ZΣшестерни и колеса определяем по формуле (4.2.4):

<img src="/cache/referats/18562/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1061"> (4.2.4)

где βmin– минимальный угол наклоназубьев. Принимаю βmin= 8ْ. Получим:

Принимаю ZΣ= 123.

Число зубьев шестерни Z1определяю по формуле(4.2.5):

<img src="/cache/referats/18562/image076.gif" v:shapes="_x0000_i1063"> (4.2.5)

Принимаю Z1= 25.

Число зубьев колеса Z2определяю по формуле (4.2.6):

<img src="/cache/referats/18562/image080.gif" v:shapes="_x0000_i1065"> (4.2.6)

Принимаю Z2= 98.

Уточняю передаточное число по формуле (4.2.7):

<img src="/cache/referats/18562/image084.gif" v:shapes="_x0000_i1067"> (4.2.7)

Уточняю угол наклона зубьев по формуле(4.2.8):

<img src="/cache/referats/18562/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1069"> (4.2.8)

Получим β ́ = arcos(cosβ́) = arcos(0,984) = 10˚18 ́

Определяю фактические размеры зубчатых колёс ипосле расчёта все данные заношу в табл. 4.2.1.

Диаметр делительной окружности определяю поформуле (4.2.9):

<img src="/cache/referats/18562/image092.gif" v:shapes="_x0000_i1071"> (4.2.9)

для шестерни

для шестерни

Диаметр окружности выступов определяю поформуле (4.2.10):

<img src="/cache/referats/18562/image098.gif" v:shapes="_x0000_i1074"> (4.2.10)

для шестерни

для колеса

Диаметр окружности впадин определяю по формуле(4.2.11):

<img src="/cache/referats/18562/image104.gif" v:shapes="_x0000_i1077"> (4.2.11)

для шестерни

для колеса

Уточняю межосевое расстояние аw,мм по формуле (4.2.12):

<img src="/cache/referats/18562/image110.gif" v:shapes="_x0000_i1080"> (4.2.12)

Ширину зубчатого венца колеса в2,мм рассчитываю по формуле (4.2.13):

<img src="/cache/referats/18562/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1082"> (4.2.13)

Таблица 4.2.1

Параметры зубчатых колёс

Наименование

параметра

Вид зацепления (косозубое)

Расчётная формула

Численные значения, мм

для шестерни

для колеса

для шестерни

для колеса

Диам.дел.окр.

199

Диам.окр.выст.

203

Диам.окр.впад.

194

Ширину венца шестерни в1, ммопределяю по формуле (4.2.14):

<img src="/cache/referats/18562/image126.gif" v:shapes="_x0000_i1090"> (4.2.14)

4.3 Окружная скорость передачи

Определяю окружную скорость передачи U, м/спо формуле (4.3.1):

<img src="/cache/referats/18562/image130.gif" v:shapes="_x0000_i1092"> (4.3.1)

По табл. 4.7 стр. 21 в соответствии срассчитанной скоростью назначаю 9 степень точности передачи.

4.4 Усилие в зацеплении

Определяю окружную силу F

еще рефераты

Еще работы по технике

Реферат по технике

Проектирование лесосушильной камеры

29 Августа 2013

Реферат по технике

Электроснабжение участка шахты

29 Августа 2013

Реферат по технике

Проектирование технологического процесса ремонта