Курсовая работа (т): Проект одноступенчатого цилиндрического редуктора к приводу технологического оборудования

Проект одноступенчатого цилиндрического редуктора к приводу технологического оборудования

Содержание

Задание на проектирование

Введение

. Выбор приводного двигателя и определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя

. Расчет зубчатой передачи

. Расчет валов

. Расчет ременной передачи

. Конструирование корпуса редуктора

. Выбор подшипников

. Расчет шпоночного соединения

Заключение

Литература

Задание на проектирование

Спроектировать привод с цилиндрическим одноступенчатым редуктором

Технические условия:

Мощность на ведомом валу зубчатой передачи: 16,8 кВ

Частота вращения ведомого вала: 220 об/мин

Режим работы: средний равновероятный

Реверсивность: нереверсивный

Срок службы: 12 лет

Продолжительность включения за цикл ПВ: 30%

Коэффициент использования механизма в течение года: 0,5

Коэффициент использования механизма в течение суток: 0,5

Тип зубчатой передачи: шевронная

Кинематическая схема:

. Электродвигатель

. Зубчатый редуктор

. Исполнительный механизм

. Вал ременной передачи

. Ведущий вал зубчатой передачи

. Ведомый вал зубчатой передачи (выходной вал)

Введение

Редуктор - механизм, предназначенный для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента.

В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать все элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используют цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

·        Компактность

·        Возможность передачи больших мощностей

·        Постоянство передаточного отношения

·        Применение не дефицитных материалов

·        Простота в обслуживании

Зубчатые передачи бывают трех видов: косозубые, прямозубые и шевронные. В нашем случае используется шевронная передача. Чаще всего редукторы изготавливают с косозубыми передачами из-за их большей нагрузочной способности и быстроходности по сравнению с прямозубыми. Шевронные зубчатые колеса из-за сложности изготовления применяются реже, главным образом для тяжело нагруженных передач и в тех случаях, когда недопустима осевая нагрузка на опоры.

1. Выбор приводного двигателя и определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя

.1 Требуемая мощность двигателя

Требуемую мощность двигателя вычисляем по формуле:

Где:

 - коэффициент полезного действия механической передачи:

Где:

 коэффициент полезного действия зубчатой передачи;

 коэффициент полезного действия ременной передачи;

 коэффициент полезного действия одной пары подшипников качения;

По требуемой мощности выбираем двигатель 4A180S4 с ближайшей большей стандартной мощностью , синхронной частотой вращения  и скольжением S = 2%.

1.2 Частота вращения вала двигателя

1.3 Общее передаточное число привода

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2,5<u<5 с округлением до стандартного значения. Примем u = 3,15.

1.5 Передаточное число ременной передачи

.6 Частоты вращения валов

1.7 Мощности на валах

1.8 Крутящие моменты, передаваемые валами

2. Расчет зубчатой передачи

.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок

Диаметр заготовки колеса

Принимаем для колеса и шестерни - сталь 45, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 268...302 HB, = 80 мм, твердость поверхности зуба колеса 235...262 HB,  80 мм. Условия  выполняются.

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

2.2 Определение допускаемых напряжений

.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

Где:

Пределы контактной выносливости

Коэффициенты безопасности

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений

где коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима работы

Суммарное число циклов нагружения

где с = 1;

суммарное время работы передачи

Коэффициенты долговечности

Поскольку  примем

Допускаемые контактные напряжения для шевронной передачи:

Условие  выполняется

.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Где:

Пределы изгибной выносливости зубьев

Коэффициенты безопасности при изгибе

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

где  коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы

Коэффициенты долговечности

где показатель степени кривой усталости, ;

базовое число циклов при изгибе

Поскольку  примем

2.3 Проектный расчет передачи

.3.1 Межосевое расстояние

где  для шевронных передач; коэффициент ширины зубчатого венца для шевронной передачи; коэффициент контактной нагрузки. Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения:

.3.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Выберем стандартный модуль  мм

Суммарное число зубьев передачи

Полученное значение округлим до ближайшего целого числа  и определим делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

При  отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5%

Поскольку >17, примем коэффициенты смещения

.3.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

Округлим  до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров; . Ширину зубчатого венца шестерни  принимают на 2...5 мм больше, чем . Примем .

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Делительные окружности

Окружности вершин зубьев

Окружности впадин зубьев

.3.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Для полученной скорости назначим степень точности , учитывая, что  для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

2.4 Проверочный расчет передачи

.4.1 Проверка контактной прочности зубьев

Где:

 для шевронных передач

Коэффициент контактной нагрузки

Где:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

где  - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Для определения  найдём коэффициент ширина венца по диаметру

По значению  определим  методом линейной интерполяции

Динамический коэффициент  определим методом линейной интерполяции

Условие  выполняется

.4.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Где:

Коэффициент формы зуба при x=0

Эквивалентное число зубьев