Курсовая работа: Расчет редуктора

Курсовая работа: Расчет редуктора

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор мощности двигателя

2.2 Выбор передаточных отношений привода

2.3 Определение чисел оборотов валов

2.4 Определение вращающих моментов

2.5 Срок службы приводного устройства

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

3.3 Проектный расчет закрытой передачи

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

4.2 Проектный расчет открытой передачи

4.3 Проверочный расчет открытой передачи

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Выбор материала валов

5.2 Вал-шестерня

5.3 Вал колеса

5.4 Подбор подшипников

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ

7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

7.2 Консольные сила цилиндрической передачи

8. РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Расчетная схема быстроходного вала

8.2 Расчетная схема тихоходного вала

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Схема нагружения подшипников

9.2 Расчет по динамической грузоподъемности

10. РАСЧЕТ ШПОНОК

11. СМАЗЫВАНИЕ

12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор мощности двигателя

Мощность на выходе привода: Pвыхода=F∙v=3.4∙0.60=2.04 кВт

КПД привода:

=оп∙зп∙ муфты∙3подшип.=0.94∙0.96∙0.98∙0.993=0.85

оп=0.94

зп=0.96

муфты=0.98

подшип.=0.99

Требуемая мощность двигателя:

Pдвиг. треб=Pвыхода/=2.04/0.85=2.4 кВт

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pном=3 кВт применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

2.2 Выбор передаточных отношений привода.

Частота вращения конвейра (выхода)

nвыхода=v∙60∙1000/(z∙p)=0.6∙60∙1000/(9∙80)=48.75 об/мин

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

u=nном/nвыхода=nном/48.75

Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=4.

uрем.пер=u/uчерв.пер.

Анализ таблицы:

а) первый вариант (u=58.37; nном=2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора и цепной передачи из-за большого передаточного числа u всего привода

б) четвертый вариант (u=14.35; nном=700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения.

в) в третьем варианте (u=29.43; nном=1435 об/мин) получилось передаточное число открытой передачи больше допускаемого.

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u=19.59; nном=955 об/мин. Здесь передаточное число открытой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

2.3 Определение чисел оборотов валов

Ввал двигателя nноминал=955 об/мин

быстроходный вал редуктора nбв=nноминал=955 об/мин

тихоходный вал редуктора nтв=nбв/uзп=955/4=238.75 об/мин

вал привода nпривода=nвыхода=nтв/uоп=238.75/4.9=48.72 об/мин

2.4 Определение вращающих моментов

Tдвиг=PДВ∙103/ωном=3∙103/100=30 Н∙м

Tбв=Тдвиг∙hм∙hпк=30∙0.98∙0.99=29.1 Н∙м

Tтв=Тбв∙uзп∙hзп∙hпк=29.1∙4∙0.96∙0.99=110.6 Н∙м

Твых= Ттв∙uоп∙hоп∙hпк=110.6∙4.9∙0.94∙0.99=504.32 Н∙м

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MA6Y3 (Рном=3кВт, nном=955 об/мин); передаточные числа: привода u=19.59, редуктора uзп=4, открытой передачи uоп=4.9.

2.5 Срок службы приводного устройства

Lh=365∙Lr∙tc∙Lc=365∙5∙8∙1=14600 ч

Lr – срок службы привода, лет –5 лет

tc – продолжительность смены – 8 часов

Lc – число смен – 1 смена

3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал:

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2

σ-1=380 Н/мм2 ; термообработка улучшение; HBср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ=790 Н/мм2; σТ=640 Н/мм2

σ-1=375 Н/мм2 термообработка нормализация; HBср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573ωLh=573∙100∙14600=8.36∙109

NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=19∙106

Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=16.5∙106

Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]H01=1.8HBср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]H02=1.8HBср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]H1=KHL1[[σ]H01=580.9

б) колесо [σ]H2=KHL2[[σ]H02=514.4

выбираем [σ]H=[σ]H2=514.4 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573ωLh=573∙100∙14600=8.36∙109

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]F01=1.03HBср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]F02=1.03HBср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]F1=KFL1[[σ]F01=294.065

б) колесо [σ]F2=KFL2[[σ]F02=255.955

выбираем [σ]F=[σ]F2=255.955 Н/мм2

Страницы: 1, 2, 3