Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Расчет  одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей Оглавление

  Техническое задание 

  Назначение  и сравнительная характеристика привода 

Кинематический  и силовой расчёт привода. Выбор  электродвигателя Геометрический прочностной  расчёт закрытой передачи Разработка эскизной компоновки редуктора Проверка долговечности подшипников Уточнённый расчёт валов Выбор типа крепления  вала на колесе Выбор и анализ посадок  Выбор муфт. Выбор уплотнений Выбор  смазки редуктора и подшипников  Сборка редуктора Список использованной литературы

  Приложения

  Оглавление

Техническое задание 

Глава № 1

  Исходные  данные:

  F = 15 кН

  V = 2 м\с

  D = 395 мм

Электродвигатель  Упругая муфта Редуктор с прямозубой конической передачей Открытая коническая передача Картофеле-очистительная машина

  Задание: Рассчитать одноступенчатый  редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный  чертёж редуктора, рабочие  чертежи зубчатого  колеса и ведомого вала.

Назначение  и сравнительная характеристика привода 

  Данный  привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте.

  Редуктором  называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может  включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремённую. Назначение редуктора понижение  угловой скорости и повышение  вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором  помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы подшипники и т.д.

  Зубчатые  передачи

  Наиболее  часто используют цилиндрические и  конические передачи с прямыми и  косыми зубьями. Кроме этих передач  используют винтовые, и передачи с  шевронными и криволинейными зубьями.

  Преимущества  зубчатых передач

Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2¸ 4, косозубой цилиндрической U=4¸ 6, для конической U=2¸ 3) Высокая  нагрузочная способность Высокий  КПД (0.96¸ 0.99) Малые габариты Большая  долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры 

  Недостатки  зубчатых передач

Невозможность без ступенчатого изменения скорости. Высокие требования к точности изготовления и монтажа. Шум при больших  скоростях. Плохие амортизационные  свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок. Громоздкость при больших межосевых расстояниях. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок

  Конические  передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.

1. Выбор электродвигателя  и кинематический  расчёт.

1.1 Определяем КПД

  n1=0,97  n2=0,99   n3=0,92   n4=0,99   nобщ.=0,869

 

1.2 Определяем требуемую мощность двигателя

  Ртр=Рб/n=30000/0,869=34500 кBт

1.3 Определяем мощность двигателя

  Рб=F*V=30 кВт

1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия

  

    Рдв=30кВт; dдв=60мм; nдв=979об./мин.; 4А200L6

    

    дв==(рад/с) 

1.5 Определяем общее передаточное отношение привода  

   I=

  

  

1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи

  u = 2¸ 3

1.7 Определяем передаточное отношение редуктора

  Передаточное  отношение редуктора должно входить  в промежуток для конической прямозубой передачи U=2¸ 3

   , где U - передаточное отношение  двигателя

  Uоп - передаточное отношение открытой

  передачи

  Uр - передаточное отношение редуктора

  

  Остановим свой выбор двигателе N° 1, и примем следующие передаточные отношения:

  uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2

  Эскиз двигателя в приложении 1.

1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов.

  

  

1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

  

  Проверка: Nдв=Тдв*w дв

  Nдв=4,73*313,6=1483 Вт

  Двигатель 4А80А2У3

1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, w 3 с учётом выбранного двигателя

  

  

  

  

  

  Проверка  Nдв=Тдв*w дв

  Nдв=4.19*56=1500 Вт

  В дальнейшем будем вести расчёты  с учётом полученных значений

1.11 Определение  частоты вращения валов передаточного  механизма 

  n1 = nc = 3000 об/мин

  

  Данные  расчётов сведём в таблицу:

  таблица 2

2. Геометрический прочностной  расчёт закрытой  передачи. 2.1 Выбираем материал

  Для шестерни и колеса выбираем сталь  углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок [ s 0] =122 МПа, допускаемое контактное напряжение [ s ] =550 МПа

2.2 Определяем внешний делительный диаметр

  коэффициент КНb =1,2

  коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному

  расстоянию Y ВRE=0,285

   [ 1] ,

  где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);

  de2 - внешний делительный диаметр,  мм;

  [ s ] к - допускаемое контактное напряжение, МПа;

  up - передаточное отношение редуктора;

  Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное  значение

  de2=100мм

2.3 Принимаем число зубьев на шестерне

  Z1=22

2.4 Определяем число зубьев на колесе

  Z2=uр*Z1=2,8*22=62 [ 1]

  Определяем  геометрические параметры  зубчатой передачи

2.5 Внешний  окружной модуль 

   [ 1]

2.6 Угол  делительного конуса для

  шестерни 

  колеса 

2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса

  

2.8 Определяем внешнее конусное расстояние

   [ 1]

2.9 Определяем среднее конусное расстояние

   , где b - длина зуба

2.10 Определяем средний окружной модуль

  

2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса

  d=m*Z [ 1] d1=1.3*22=28.6 мм

  d2=1.3*62=80.6 мм

2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное

  колеса 

  

  шестерни 

   , где Т - крутящий

  момент  на выходном валу; d - средний делительный диаметр

  радиальное  , где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20°

  Проверка

  коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

   [ 1]

  средняя окружная скорость колеса

   [ 1]

  степень точности n=7

  Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок

   [ 1] , где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

  КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

  КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс

   [ 1]

  Проверку  контактных напряжений выполним по формуле:

  

  Проверка  зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

   [ 1] , где

  коэффициент нагрузок

   , где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;

  КFV - коэффициент динамичности

  Y - коэффициент формы зубьев выбираем  в зависимости от эквивалентных  чисел зубьев:

  для шестерни

  

  для колеса

  

  При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6

  Для шестерни отношение 

  

  для колеса

  

  Дальнейший  расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.

  Проверяем зуб колеса

  

3. Разработка  эскизной компоновки. 3.1 Предварительный  расчёт валов редуктора. 

  Расчёт  выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

  Крутящие  моменты в поперечных сечениях валов:

  ведущего  Тк1=Т1=9000 Нм

  ведомого  Тк2=Т2=24000 Нм

  Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении [ t к] =25 МПа

   [ 1]

  диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр  под шестерней dк1=20 мм.