Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора (стр. 1 из 5)
Содержание
1. Задание на курсовое проектирование…………………………..1
2. Содержание……………………………………………………....2
3. Замечания руководителя……………………………….………..3
4. Введение………………………………………………………….4
5. Исходные данные……………………………….…………….…5
6. Выбор электродвигателя………………………………………...6
7. Определяем значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов……………………………………………...7
8. Расчёт зубчатой передачи…………………………………….…8
9. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс…….…….9
10.Основные размеры шестерни и колеса…………………….....10
11.Проверочный расчёт на контактную выносливость………....11
12.Расчёт на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки………………………….……….…..12
13.Силы, действующие в зацеплении……………………...…….12
14. Расчёт на выносливость при изгибе…………………...……..13
15. Предварительный расчёт валов…………………………..…..15
16. Конструктивные размеры зубчатых колёс………………..….15
17. Конструктивные размеры корпуса редуктора…………..…...16
18. Выбор муфты………………………………………………..…17
19. Выбор смазки…………………………………………….….…17
20. Проверочный расчёт одноступенчатого редуктора………....18
21. Проверка прочности шпоночных соединений………….…...24
22. Уточнённый расчёт валов…………………………………….25
23. Расчётная схема ведущего вала……………………………....29
24. Расчётная схема ведомого вала……………………………....30
25. Литература……………………………………………………..31
26. Приложение……………………………………………………32
Введение
Ввиду отсутствия в промышленности мощных электродвигателей с малой скоростью вращения появилась необходимость в создании двигателей, которые будут понижать скорость вращения. Таким устройством является проектируемый редуктор.
Цель данного проекта состоит в проектировании одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колёсами.
В процессе проектирования необходимо выбрать соответствующие детали, при этом учитывая их долговечность, габариты.
За время курсового проектирования студент приобретает навыки в использовании технической литературы, справочников, ГОСТов и других справочных и учебных материалов.
Расчет привода
Исходные данные:
N2 = 95 кВт - мощность на ведомом валу
n2= 650 об/мин - число оборотов на ведомом валу
Up = 4,5 - передаточное отношение редуктора
T= 13000 часов - срок службы привода
Передача нереверсивная
Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр – 4.
М
График нагрузки:
1,2МнМн
 |  |
Т
1. Выбор электродвигателя
Вычислим общий КПД редуктора:
Из каталога выбираем:
- зубчатая передача в закрытом корпусе с цилиндрическими колёсами 
- потери на трение в опорах каждого вала 
- коэффициентn=2 - число валов
Необходимая мощность электродвигателя:
Частота вращения вала электродвигателя:
Из каталога выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 - 4А280S2, с номинальной мощностью N=110 кВт и частотой вращения nc= 3000 об/мин.
Скольжение s = 2%
Перегрузка по мощности:
Перегрузки по мощности нет.
Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах:
Вал 1 - вал электродвигателя
N1 = 99,93 кВт ; n1 = 2925 об/мин
Угловая скорость:
Крутящий момент:
Вал 2 – выходной вал
N2 = N1xз1=99,93x 0,97=96,93 кВт
n2 = n1 / Up= 2925 / 4,5= 650 об/мин
Угловая скорость:
Крутящий момент:
2. Расчёт зубчатой передачи
Выбор материалов шестерни – колеса.
Для обеспечения передачи выбираем материалы:
для шестерни – Сталь 40Х, уВ=780 Мпа; уТ=440 Мпа; HB1 230; термообработка – улучшение
для колеса - Сталь 40Х, уВ=690 Мпа; уТ=340 Мпа; HB2 200; термообработка – нормализация.
Вычисляем пределы выносливости:
NHO – базовое число циклов нагружения колеса для расчёта по контактным напряжениям при твёрдости ≤HB 230
NHO=1,0х 107
Эквивалентное число циклов нагруженияNУ определим в соответствии с графиком нагрузки:
Из графика нагрузки следует:
Mmax= 1,2Mн ; МII= 0,6 Мн ; МIII= 0,3 Мн ;
tmax= 0,003 T ; tII= 0,1 T ; tIII= 0,4 T ;
nmax=n1 ; MI=MН;tI=0.5T ; nI=nII=nIII=n1
Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых колёс передачи:
- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность
Так как Ny> 107, то kpk=1
Момент на валу шестерни:
Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни предварительно примем k=1,3.
Из условия контактной прочности для косозубых колёсШа=0,315; kП=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:
По ГОСТ 2185-66 это значение aщ округляется до ближайшего стандартного aщ= 400 мм.
Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.
Нормальный модуль mn выбирается из ряда стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 из интервала mn=(0,010-0,020)aщ
mn=(0,010-0,020) х 400=4-8мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=6мм.
Если предварительно принять, что угол наклона зуба в=100, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:
; 
Передаточное отношение
отличается от стандартного (U=4,5) на 0,89% ,что меньше допустимого 2,5%.Чтобы aщ оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:
в = arccos 0,98= 10 073I
Основные размеры шестерни и колеса.
Вычислим диаметры делительных окружностей: