Расчет одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора презентация

РЕДУКТОРА

Целью курсового проекта является расчет мощности двигателя для редуктора, расчет параметров редуктора, выбор подшипников, расчет валов и вычерчивание сборочного чертежа редуктора.

Редуктор Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённый в определённый закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Назначение редуктора – понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. 

ведомом валу
определяли требуемую мощность
Р1 = Ртр = Р2/η,
где Ртр - требуемая мощность электродвигателя, кВт;
Р1- мощность на ведущем валу редуктора, кВт;
Р2 - мощность на ведомом валу редуктора, кВт (по заданию).
 
Р тр =3,8/0,951 =3,96 кВт
По требуемой мощности и
частоте вращения выбираем тип электродвигателя ,
был выбран двигатель Тип 4А131М8У3
Р дв = 4 кВт
n = 3000 об/ мин

Выбрав электродвигатель:
1. Уточняем передаточное число u = 4 ;
2. Определяем угловые скорости на ведущем и на ведомом валу w1= 314 рад/с
w2= 78.5 рад/с
3. Определяем крутящие моменты на валах: М1=127,3 Нм
М2= 509.2 Нм

зубчатого колеса и шестерни редуктора.
При выборе материалов необходимо обеспечить для шестерни несколько
более высокие механические характеристики, чем для зубчатого колеса.
Возможно изготовление шестерни и колеса из одной и той же марки стали,
но с разной термообработкой.

Для лучшей приработки зубьев при
твердости по Бринеллю НВ<350 рекомендуется иметь твердость для шестерни на 20÷30 единиц больше, чем для колеса.

Все параметры выбранного материала заносим в таблицу
Т а б л и ц а 1 - Механические характеристики материалов


Деталь Марка Диаметр Предел прочности Предел текучести, Твёрдость
стали заготовки
Шестерня  45 100 730 390 210
Колесо 45 400 570 290 190

межосевое расстояние, а = 180 мм
количество зубьев колеса; z2 =112
количество зубьев шестерни; z1=28
угол наклона зуба косозубой передачи; ß=13
Диаметр делительной окружности колеса d2 = 288 и
шестерни d1=72;
Диаметр окружности выступов колеса dа2=293;
и шестерни dа1=77;
Диаметр окружности впадин колеса df2=282;
и шестерни df1=66;
ширину зубчатого колеса b2=72 и шестерни b1= 76 мм

условии , что расчетные напряжения не должны превышать допустимые;

, мм,

Длину ступицы , мм,

Толщину обода , мм,

Толщину диска , с

Диаметр обода , мм,

Центровой диаметр облегчающих отверстий , мм,

Диаметр облегчающих отверстий .

с рисунком , для определения расстояния от центра колеса (шестерни) до центра подшипников.
Предварительно намечаем тип и размеры подшипников
Габариты подшипников нужно выбрать по диаметрам валов dв2 и dв ́2,

и сравниваем её с заданной долговечностью.
Типоразмер подшипников и их данные были выбраны при эскизной компоновке.

Долговечность определяется по формуле:

Вычисляем фактическую долговечность подшипников,
в часах и сравниваем с заданной 19500 часов

Если условие не соблюдается , то следует поменять подшипник , на подшипник
с большей грузоподъемностью

и муфты выбираем шпонки призматические 1-го исполнения.
Выбор шпонок производится по известному диаметру вала, а длину по длине (ширине) насаженной детали.
Данные заносим в таблицу.

внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба (но не менее).
Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ (0,25 литра) масла на 1 кВт передаваемой мощности.
V = 0,25·4 =1л
При скорости v = 11,3 м/с рекомендуемая вязкость 22•106 м2/с.
Смазка подшипников осуществляется этим же маслом за счет его разбрызгивания.
Смазывание зубчатых зацеплений производится окунанием зубчатого колеса в масло, залитое внутрь корпуса примерно на 10 мм.
Сорт масла принимается индустриальное марки И-30 А .