Проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора

Заключение
В ходе работы над курсовым проектом мною был рассчитан и сконструирован одноступенчатый цилиндрический редуктор, сконструированы все его детали и узлы, разработана техническая документация. В курсовом проекте были учтены все требования к изготовлению редукторов.

...

Содержание


Техническое задание 3
Введение 4
1. Кинематический и силовой расчет редуктора 5
1.1. Кинематический расчет 5
1.2. Силовой расчет 6
2. Расчет зубчатых передач 7
3. Проектный расчет валов и компоновка механизма 9
4.Подбор подшипников 11
4.1 Проверочный расчет подшипников 12
5. Расчёт штифтов на прочность. 16
Заключение 17
Список литературы 18

Введение
Курсовой проект представляет собой кинематическую схему механического привода (включая схему редуктора) с исходными данными. Привод – устройство, состоящие из электродвигателя и редуктора, смонтированных на общей раме, и муфты, соединяющей валы двигателя и редуктора.
Проектируемый редуктор следует считать редуктором специального назначения и поэтому расчётное значение его межосевого расстояния можно не округлять до стандартного.
В процессе выполнения проекта произведя расчёты надо определить габариты одноступенчатого редуктора, сконструировать все его детали и узлы, разработать документацию необходимую для изготовления редуктора.

Рассчитаем угловую скорость вращения входного вала по заданной частоте вращения :n1=7000 обминω1=2π∙n160; ω1=2∙3,14∙700060=732,66 рад/с2. Найдем угловую скорость вращения и частоту вращения выходного вала, используя определение передаточного отношения :n2=n1un2=70008,75=800 обминω2=2π∙n260 ; ω2=2∙3,14∙80060=83,7 рад/с593090229235001.2. Силовой расчет1. Определим мощность на выходном валу редуктора Р2:Мощность на выходном валу:где КПД зубчатой цилиндрической передачи. Р1=4,31=4,3Вт2. Определим вращающий момент выходного вала редуктора, зная что вращающий момент Т1 входного вала известен и равняется моменту нагрузки двигателя 1Нсм:Момент на выходном валу:Т2=Т1∙ipТ2=1Н∙см ∙8,75=8,75Н∙см595630287020002. Расчет зубчатых передачТак как момент на валу Т1 <10 то принимаем модуль m=0,5 ммЗадаём число зубьев шестерни z1=22Находим число зубьев колеса z2z 2= u∙z1z 2= 8,75∙22=193Принимаем в первом приближении z1=22, z2=193Определяем делительные диаметры пары d1 и d2d1= m∙z1d1=0,5 ∙22=11ммd2= m∙z2d2=0,5∙193=96,5ммОпределяем межосевое расстояние передачи αw. Для передачи внешнего зацепления без смещения (коэффициент смещения х=0)aw=a=0,5(d1+d2)aw=0,511+96,5=53,75ммОпределяем высоту зуба h, высоту головки зуба ha и ножки hf выбрав коэффициент радиального зазора с=0,35 при m<1мм, при х=0h=(2+c)mh=2+0,350,5=1,175ha=mha=0,5hf=(1+c)mhf=1+0,350,5=0,472Определяем для каждого колеса ступени диаметры вершин da впадин df и основной окружности db при х=0, α=200 – угол профиляda1= d+2һa=m(z+2)da1=11+2∙0,5=12мм df1= d-2һf=m(z-2-2c)df1=11-2∙0,472=10,06мм db1= dcos∝=mzcos∝59563029527500db1= 11∙0,472=5,192ммda2= d+2һa=m(z+2)da2=96,5+2∙0,5=97,5мм df2= d-2һf=m(z-2-2c)df2=96,5-2∙0,472=95,556мм db2= dcos∝=mzcos∝db2=96,5∙0,408=39,372мм Рисунок SEQ Рисунок \* ARABIC 1 - Геометрические параметры зубчатых колес3. Проектный расчет валов и компоновка механизмаПроизведём предварительный расчёт минимальных возможных диаметров в местах установки подшипников и зубчатых колес.Из условия прочности вала на кручениеτк= МкWP≤τкМк – крутящий момент;WP=πdП316≈0,2dП3 – полярный момент сопротивления круглого сечения;τк=30МПа- пониженное допускаемое напряжение.63182531115000Рассчитаем наименьшее значение диаметра базовых шеек (диаметра вала в месте установки подшипников):dП min= 3T0.2τкT - вращающий момент на проектируемом валу, которому равен крутящий момент МкdП min= 30,0875Н∙м0.2∙30 МПа=2,4 ммИз условия прочности на срез штифта, фиксирующего колесо на валу, при рекомендуемом соотношении диаметров штифта и вала dшт≈0,3dк определяем наименьший допускаемый диаметр вала в сопряжении вал-ступица (в месте установки зубчатого колеса)dк min= 34T0,09πτсрДопускаемое напряжение на срез для штифтов из углеродистой стали возьмем в первом приближении τср=40МПа.dк min= 34∙0,0875Н∙м0,09∙3,14∙40МПа=3,14мм68389524866800Принимаем диаметры dП =5мм, dк =6мм.4.Подбор подшипниковУчитывая, что колеса прямозубые, предварительно подберем радиальные шарикоподшипники из ГОСТ 8338-75 по диаметру цапф. Диаметр цапф вала равен 5 мм. Габаритные размеры подшипника для валаобозначениеРазмеры, ммГрузоподъемность, Н28dDBrC51650,3150061468028702000 Рис. 2 – Радиальный шарикоподшипник61595024003000 4.1 Проверочный расчет подшипников Определим силы в зацеплениях передач и раскладывают их на составляющие, которые прикладывают к середине зубчатого венца каждого колеса. В случае прямозубой цилиндрической передачи нормальную силу давления F„ в полюсе зацепления W раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr.По кинематической схеме и компоновке механизма составляем расчетную схему вала, рассматривая его как статически определимую балку. На рис.4 в качестве примера приведена схема промежуточного вала.