Реферати українською » Промышленность, производство » Редуктор одноступінчатий конічний


Реферат Редуктор одноступінчатий конічний

року міністерство освіти Російської Федерації

Санкт-Петербурзький державний гірський інститут ім.Г.В. Плеханова

(технічний університет)

Контрольна робота

По дисципліни «Деталі машин та організаційні засади конструювання»

Тема: >Редуктор одноступінчатий конічний


Автор: студент грн.ЭП-04ОльховойА,В.

Керівник проектуКузькин О.Ю.

Санкт-Петербург 2006


>Оглавление

Загальні інформацію проредукторах

>Конические редуктори

Вибір передатного числа редуктора і добір асинхронного двигуна

>Прочностной і геометричний розрахунки передачі з визначенням зусиль узацеплении

Попередній розрахунок валів редуктора

Побудоваескизной компонування

Підбір підшипників

Добірка й розрахунокшпонок редуктора.Побор шпонки на ведений вал

Вибір мастильного матеріалу

Укладання

 
Загальні інформацію проредукторах

>Редуктор служить зменшення частоти обертання і одержувачів відповідного збільшення обертаючого моменту. У корпусі редуктора розміщені одна чи кілька передач зачепленням з їх постійнимпередаточним ставленням.

>Редукторобщемашиностроительного застосування – редуктор, виконаний у вигляді самостійного агрегату, готовий до приводу різних машин і немає механізмів і задовольняє комплексу технічних вимог, загальному у більшості випадків застосування не враховуючи будь-яких специфічних вимог, притаманних окремих галузей застосування.

>Редукториобщемашиностроительного застосування, попри конструктивні відмінності, близькі по основним техніко-економічним характеристикам: невисокі окружні швидкості, середні вимоги до надійності, точності й діють металоємності при підвищених вимогах по трудомісткості виготовлення й собівартості. Це була їхня відрізняє від спеціальних редукторів (авіаційних, автомобільних та інших.) – редукторів, виконаних з урахуванням специфічних вимог, притаманних окремих галузей промисловості.

Згідно з і ГОСТ 29076-91 редуктори класифікують залежно від:

– виду застосовуваних передач, числа щаблів і взаємного розташування осей вхідного і вихідного валів (паралельне,соосное, пересічне,скрещивающееся);

– взаємного розташування геометричних осей вхідного і вихідного валів у просторі (горизонтальне і вертикальне);

– способу кріплення редуктора (на приставних лапах чи плиті);

– розташування осі вихідного валу щодо площині основи, а осі вхідного валу (бічне, нижнє, верхнє) і кількості вхідних і вихідних кінців валів.

Можливості отримання великих передатних чисел при малих габаритів передачі забезпечуютьпланептарние і хвильові редуктори.

 

>Конические редуктори

Найважливіший характеристичне розмір, переважно визначальний навантажувальну здатність, габарити й безліч редуктора називають головним параметром редуктора. Так для конічного редуктора, розрахунок якого і буде приведено в пояснювальної записки, – номінальний зовнішній ділильний діаметр .

Реальний діапазон передатних відносин (чисел) редукторів від 1 до 1000. Значення передатних чисел повинні відповідати рядуR20предпочтительних чисел (ГОСТ 8032-84). Для конічних редукторів значення передатного числа становить середньому до 6,3.

>Конические редуктори застосовуються передачі обертаючого моменту між валами, осі яких перетинаються під деяким кутом, котрі можуть складати: і, зазвичай, він дорівнює 900. Недоліком конічних передач і те, що вони змогли складні у виготовленні і монтажі.

 

Вибір передатного числа редуктора і добір асинхронного

двигуна

1. Визначаємо попереднє значення ККД приводу за такою формулою:

,


де – загальний ККД приводу;

 - ККД конічній передачі. По табл. приймемо =0,95;

 - ККД однієї пари підшипників, який приймається рівним: =0,99.

Отже

2. Визначаємо необхідну потужність на провідному валу приводуР1 за такою формулою:

,

деР1 – потужність на провідному валу; Вт;

>Р2 – потужність на відомому валу, Вт. Відповідно до завданнямР2=38кВт;

- загальний ККД приводу, значення.

Тоді, кВт

Для отриманого значення потужності виберемо електродвигун4А250S2УЗ відповідно до ГОСТ 19523-74 з потужністю кВт, частотою обертання об./хв. U= 3.15

3. Визначаємо передатне число приводу.Передаточное число обчислимо формулі:

,

деn1– частота обертання валу електродвигуна, об./хв;

>n2 – частота обертання вихідного валу, об./хв;

Знаючи, щоn1=2960 об./хв іn2=760 об./хв (див. текст завдання), отримуємо: . З єдиного низки стандартних значень передатних чисел виберемо u = 4 (ГОСТ 2185-81).

4. Визначаємо частоти обертання (кутові швидкості) валів редуктора.

>Угловие швидкості вхідного і вихідного валів (і ) обчислимо за такою формулою:

,

де –вичисляемая кутова швидкість,1/с;

n – частоти обертання вхідного і вихідного валів редуктора, об./хв.

 

5. Визначаємо моменти обертання на валах приводу.

,

де Т1– визначається поводить момент, ;

Р1 – потужність на провідному валу; Р1=40420 Вт;

- кутова швидкість ведучого валу редуктора, =309.811/с.

 


>Прочностной і геометричний розрахунки передачі з визначенням

зусиль узацеплении

u = 4 Т2 = 491

Для виготовлення шестерні і колеса приймаємо відповідно до таблиці (ГОСТ 1050 – 88 і ГОСТ 4543 – 71)

Для шестерні: сталь40Х твердість робочих поверхонь зубівH1=270HB, поліпшення.

Для колеса: сталь40Х твердість робочих поверхонь зубівH2=230HB, поліпшення, оскільки колесо має бути м'якше шестерні на 10%.

По таблиці межі витривалості на вигин зубів .

1. ДляшестерниМПа

2. Для колесаМПа

де - коефіцієнтреверсивности =0.8 (Чернавський стор. 37),

-допущені напруги вигину,

 - коефіцієнт безпеки.

>МПа

>МПа

>Допускаемие контактні напруги знаходимо за такою формулою

,


приймаємо =1.1 для зубчастих коліс при поліпшенні й у ресурсу редуктора 7000 годин,

де - коефіцієнт довголіття, який приймаємо рівним1,так як

де - базове число циклів, однакову 20000000 циклам,

 - фактичне число циклів шестерні чи колеса.

де -ресурс роботи передачі.

 >МПа,

 >МПа,

Дляпрямозубой передачі

>МПа,

(Іванов «ДМ» З. 169).

Визначення основного геометричного параметра передачі (зовнішньогоделительного діаметра колеса)

u = 4

>допускаемое контактне напруга = 517МПа

=0.285.

 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині віденця зубчастого колеса,

,

отже, по ГОСТ – 12289 – 76 =350 мм

>Вичисляем кількість зубів на колесах

Приймаємоz1 = 25

Визначаємо зовнішній окружної модуль для коліс з прямими зубами.

>Вичислим основні геометричні параметри

>Угли ділильних конусів колеса

шестерні

Зовнішнєконусное відстань

>Ширина зубчастого віденця приймаємо 59.

Середнєконусное відстань

Зовнішній ділильний діаметр шестерні:

 приймаємо 88

Зовнішні діаметри вершин зубів шестерні і колеса:

– шестерні приймаємо 95

– колеса

Середні ділильні діаметри шестерні і колеса.

,

де: середній ділильний діаметр шестерні.

= ,

де – коефіцієнт ширини зубчастого віденця

Визначаємо сили які узацеплении зубчастих коліс:

Окружна сила на середньому діаметрі (нехтуючи втратами енергії взацеплении за такою формулою)

,

де окружна сила на середньому діаметрі.

>Осевая сила на шестірні рівна радіальної силі на колесі

 осьова сила на шестірні.

>Радиальная сила на шестірні дорівнює осьової силі на колесі .

визначаємо середню окружну швидкість коліс

>Произведем перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість:

,

менше

>Недогрузка становить:

 


Попередній розрахунок валів редуктора

 

Ведучий вал.

Діаметр вихідного кінця ведучого валу придопускаемом напрузіМПа визначаємо за такою формулою:

,

де – поводить момент на вхідному валу,Н·м.

Отже, мм.

Після визначення мінімального діаметра валу, конструктивно вибирається істинний діаметр. Отже

Ведений вал.

Діаметр вихідного кінця відомого валу визначаємо аналогічно вирахування діаметра вихідного кінця ведучого валу.

мм.

Приймаємо ГОСТ

 

Побудоваескизной компонування

За підсумками даних, отриманих, проводиться побудоваескизной компонування відповідно до рекомендаціями, що у «>Курсовое проектування деталей машин.Г.М.Ицкович,Б.Б.Панич, Москва: «Машинобудування» 1964».


Установку валів проектуємо нарадиально-упорних підшипниках. Щоб запобігти витікання олії з підшипниковому смужки, передбачаємо установку гумових манжет, в кришках з отворами, для виступаючих кінців валів.

Побудоваескизной компонування наведено при застосуванні.

Підбір підшипників

Ведучий вал:

Сили які узацеплении М; М; М.

Перший етап компонування дав мм; мм.

Реакцію опор (ліву опору,воспринемающую зовнішню осьову силу , позначимо індексом «2»):

У площиніxz

М


М

перевірка:

У площиніyz:

М

М

Перевірка

Сумарні реакції:

>Осевие складові радіальнихреакций конічних підшипників:

тут для підшипників 7208 параметр осьового навантаженняе=0.383.

>Осевие навантаження підшипників. У нашому випадку ; тоді М; М.

Розглянемо лівий підшипник:отношение<е тому пі підрахунку еквівалентній навантаження осьові сили не враховують.

=>4971Н

Розрахункова довговічність млн. про.

>млн.об.

год.

Розглянемо правий підшипник.

>отношение>е тому пі підрахунку еквівалентній навантаження користуються формулою

>кН

де:X=0,4,Y=1,565.

Розрахункова довговічність млн. про.

>млн.об.

год.

Знайдена довговічність неприйнятне, тому після кожних 1900 годин роботи слід змінювати підшипники.

Для відомого валу було обрано підшипники 7211.

 

Уточнений розрахунок валів

 

Вважаємо що нормальні напруги від вигину змінюються по симетричному циклу, акасательние від крутіння – поотнулевому.

Матеріали валів – сталь 45 унормоване .

Межі витривалості ,

У ведучого валу визначати коефіцієнт запасу міцності у кількох перетинах недоцільно, досить вибрати одне перетин з найменшою коефіцієнтом запасу міцності, саме місце посадки підшипника, найближчого до шестірні, у цьому небезпечномусечении діють максимальніизгибающие моменти .

Концентрація напруг викликананапрессовкой внутрішнього кільця підшипника на вал.

>Изгибающие моменти у двох взаємно перпендикулярних площинах:

>Нмм

>Нмм

Сумарнийизгибающий момент

>Нмм

Момент опору перерізу

Амплітуда нормальних напруг

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам

де за табл. =2,7

Полярний момент опору

Амплітуда та середнє напругацкклакосательних напруг

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам

де: =2,28, коефіцієнт =0,1

Коефіцієнт запасу міцності

Задля більшої міцності коефіцієнт запасу міцності може бути незгірш від ніж 1,5-1,7. З огляду на вимоги жорсткості рекомендують 2,5-3,0. Отримане значення 2,82 є достатньою.

Добірка й розрахунокшпонок редуктора.Побор шпонки на ведений вал

По табл. 7.7 [>1]виберем параметри шпонки (ГОСТ 23360-70):

- довжина l = 70 мм

- ширина b = 20 мм;

- висота h = 18 мм;

- глибинашпоночного паза в валу =11 мм;

- глибинашпоночного паза в маточині =7,4 мм.

>Вибранную шпонку перевіримо на опірсмятий бічних поверхонь за такою формулою 7.2 [1]:

,

де Т – рухаючись момент,Н*м;

>d – діаметр валу,d = 55 мм;

 – розрахункова довжина шпонки: мм;

 – дозволене напругасмятия, прийняте при сталевої маточині 100…120МПа.

Отже:

.

Вибір мастильного матеріалу

конічний редуктор двигун підшипник передача

>Смазивание конічній передачі приймемо зануренням зубів колеса в олію. Досить щоб у мастило поринало більше з цих двох зубчастих коліс. Глибина занурення щонайменше 66 мм

>Требуемая в'язкість олії при окружної швидкостіv=5-12.5 м/с, . Підходить по в'язкостіавтотракторное АК 10.

Вибираємо мастило для підшипників. Приймаємоконсистентную мастило –консталин УТ-1. (ГОСТ 1957-52)


Укладання

У цьому роботі спроектували конічний редуктор з прямими зубами. У пояснювальної записки відбито всі необхідні етапи, які потрібно проробляти під час проектування конічних редукторів. Працюючи було виконано складальний креслення редуктора і специфікація відповідно до вимогами, встановленими ГОСТ.


Схожі реферати:

Навігація