Курсовая работа

Содержание

• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
• 2. Расчет быстроходной зубчатой передачи
• 3. Расчет тихоходной зубчатой передачи
• 4. Предварительный расчет валов
• 5. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
• 6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
• 7. Проверка прочности шпоночных соединений
• 8. Подбор подшипников и проверка их долговечности
• 9. Уточненный расчет валов
• 10. Выбор муфты
• 11. Смазка
• Список использованных источников

Редуктор — механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Рис. 1 Схема привода

1.1 КПД привода

η =η 12 η2 3, где

η1 = 0,97 — кпд. закрытой цилиндрической передачи

η2 = 0,99 — кпд. пары подшипников качения [1, стр. 61 табл.7]

η = 0,972 0,973 = 0,93

1.1 Мощность на валу исполнительного устройства

Ρ3 = Т ИМ = 0,014 8,4 = 0,12 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

По ГОСТ 19 523–81 выбираем электродвигатель 4А 132S2 мощностью

Рэ=0,5 кВт и nd =1455 об/мин

1.2 Передаточное число привода.

1.3 Передаточное число тихоходной передачи

[2 стр. 3 табл.1.3]

Тогда для быстроходной передачи

Принимаем u1=9, тогда

1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов.

n1 = nd =1455 об/мин

1.6 Крутящие моменты на валах

Т2 = Т1 u1 η1 η2 =0,86 9 0,99 0,97 = 7,4 Нм

Т3 = Т2 u2 η1 3 =7,4 10,8 0,993 = 77,5 Нм

2 Расчет быстроходной зубчатой передачи

2.1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45; термообработка улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 4550.

2.2 Определим межцентровое расстояние из условия контактной прочности зубьев

[3,стр.189]

Принимаем коэффициент

[3,стр.189]

Тогда

По графику IV [3,стр.186 табл.12.18] находим при НВ>350 и Ψbd=1,6 коэффициент Кнβ=1,22

Допускаемые контактные напряжения

[3, стр.185]

При поверхностной закалке колес

δнlimb = 1,7 HRC+200 [3, стр. 185 табл.12.4]

При

δнlimb = 1,7 47,5+200=1008 МПа

Коэффициенты

ΖR = 0,95; ΖV = 1; SН = 1,1 [3,стр.187]

При длительной работе и постоянной нагрузке коэффициент КНL= 1 [3, стр. 188 рис.12.20]

Тогда:

Модуль передачи

m=(0,10,2) аW= (0,10,2)88=0,881,76 мм

Принимаем m = 2 мм

Сумма зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем Ζ1 = 18, тогда

Ζ2 = Ζ1 u1 = 18 9 =72

Принимаем Ζ2 = 72

Действительное передаточное число

Окончательное межосевое расстояние

2.3 Размеры шестерни и колеса

d1= m z1= 2 18 = 36 мм

da1= d1+2m = 36+2 2= 40 мм

d2= m z2= 2 72 = 144 мм

da2= d2+2m = 144+2 2 = 148 мм

b2= Ψba αw = 0,315 90 = 28,4 мм

Принимаем b2 = 30 мм

b1 = b2 + 5 мм = 30+5=35 мм

2.4 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб

[3, стр.191]

Коэффициент формы зуба при Ζ1 = 18

УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]

Коэффициенты

Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]

Окружная скорость в передаче

При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент

КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]

КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]

При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]

Допускаемое напряжение изгиба

[3,стр.194]

Для закаленных колес

[лит.3,стр.195 табл.12.6]

Коэффициент динамичности при V=2,4м/с и 8-й степени точности

КFV = 1,06 [3,стр.195 табл.12.5]

При односторонней нагрузке

КFС = 1 [3,стр.194]

Коэффициент безопасности

SK=1,7 [3,стр.194]

При длительной работе и постоянной нагрузке

КFL=1 [3,стр.194]

Прочность передачи достаточна.

3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.

[3,стр.189]

Принимаем коэффициент

[3,стр.189]

Тогда

По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22

Модуль передачи

m=(0,10,2)aW = (0,10,2)149=1,492,98 мм

Принимаем m = 2 мм

Сумма зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем Ζ3 = 26, тогда

Ζ4 = Ζ3 u2 =123,5

Принимаем Ζ4 = 124

Действительное передаточное число

Окончательное межосевое расстояние

3.2 Размеры шестерни и колеса

d3= m z3= 2 26 = 52 мм

da3= d3+2m = 52+2 2= 56 мм

d4= m z4= 2 124 = 248 мм

da4= d4+2m = 248+2 2 = 252 мм

b4= Ψba αw = 0,315 150 = 47,25 мм

Принимаем b4 = 50 мм

b3 = b4 + 5 мм = 50+5=55 мм

3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб

[3, стр.191]

Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26

УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]

Коэффициенты

Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]

Окружная скорость в передаче

При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты

КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]

КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]

При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]

пункт 2.4

Прочность передачи достаточна.

4 Предварительный расчет валов

4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала

При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм

4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала

Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм

4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм

5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом

5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d2˝=1,6 40 =64 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 d2˝=1,2 40 = 48 мм

Толщина обода

S0=(2,54)m=(2,54) 2=58

Принимаем S0=10

Толщина диска

C= 0,3b2= 0,3 30 = 9 мм

Принимаем С=10 мм

5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d3˝=1,6 мм 65 = 104 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 d3˝=1,2 65 = 75 мм

Толщина обода

S0=(2,54) m = (2,54)2 = 58

Принимаем S0= 10 мм

Толщина диска

C=0,3b4 = 0,3 50 = 15 мм ринимаем С =15 мм.

6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025αw+1 = 0,025 150 + 1 = 4,73 мм

Принимаем δ = 8 мм

Толщина фланца корпуса и крышки

b = 1,5δ = 1,58 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ = 2,35 8 = 18,8 мм

Принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) 142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм

Принимаем d1=16 мм

Диаметры болтов крепления крышки с корпусом

d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) 16=8 ÷ 10 мм

Принимаем d2=10 мм