- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода
- •2. Расчет открытой ремённой передачи
- •3. Расчет зубчатой передачи
- •4. Определение диаметров валов по приближенным зависимостям
- •5. Расчёт шпоночных соединений
- •6. Первый этап компоновки редуктора
- •7. Составление расчётных схем валов. Определение опорных реакций. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
- •8. Расчет валов на выносливость
- •9. Расчет подшипников качения на грузоподъемность.
- •9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •Список литературы:
Министерство Транспорта Российской Федерации
Федеральное агентство морского и речного транспорта
Московская Государственная Академия Водного Транспорта
Кафедра ППТМ и Р
Курсовой проект
«Проектирование редуктора»
по дисциплине
«Детали Машин»
Выполнил(а): |
|
|
|
Проверил(а): |
|
Москва
2011
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода
1.1. Подбор электродвигателя:
По таблице 1.1 ([1], с.7) примем:
– КПД пары подшипников качения, ;
– КПД муфты: ;
– КПД цилиндрической передачи: ;
– КПД ременной передачи: ;
Из задания видно, что в схеме применяется: 1 муфта, 3 пары подшипников, 1 цилиндрическая передача, 1 ременная передача. Отсюда:
Общий КПД привода:
Частота вращения выходного вала:
Где,
– угловая скорость 3-его (выходного) вала, рад/сек.
Частота вращения вала электродвигателя:
Требуемая мощность электродвигателя:
Где,
– потребляемая мощность привода, кВт.
По таблице 19.28 ([1], с.510) принимаем электродвигатель 90L6/925, для которого , .
1.2. Определение передаточных чисел:
Общее передаточное число привода:
Передаточное число открытой передачи:
Передаточное число редуктора:
Из стандартного ряда ([1], с.481) принимаем:
Погрешность:
Что вполне приемлемо, т.к. не превышает 5%
1.3. Определение вращающих моментов на валах:
Частоты вращения на валах:
Моменты на валах:
2. Расчет открытой ремённой передачи
Подбираем плоский ремень с параметрами с толщиной .
Диаметр малого шкива:
Принимаем стандартный .
Скорость ремня:
Расчетный диаметр большого шкива:
Где,
– коэффициент скольжения ( ).
Из стандартного ряда принимаем
Фактическое передаточное число:
Ориентировочное межосевое расстояние:
Расчетная длина ремня:
Из стандартного ряда принимаем
Частота пробегов:
Фактическое межосевое расстояние:
Угол обхвата:
Из стандартного ряда принимаем
Окружная сила:
Подбор поправочных коэффициентов:
Коэффициент угла наклона: ;
Для плоскоременных передач с углом обхвата : ;
Коэффициент влияния диаметра меньшего шкива: ;
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки: ;
Коэффициент влияния центробежной силы: ;
Коэффициент динамичности для спокойного типа работы при односменной нагрузке: ;
Допускаемая приведенная сила в ремне: .
Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем:
Ширина ремня:
Из стандартного ряда принимаем .
Сила предварительного натяжения:
Сила, действующая на валы:
3. Расчет зубчатой передачи
3.1. Выбор материала колеса и шестерен и термической обработки
Так как в задание нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По таблице 2.1 ([1] ,с.17) принимаем для шестерни и для колеса Сталь 40Х (0,4% углерод, 1% хрома), термообработка – улучшение.
Таблица №1 Параметры материала
Марка стали |
Термообработка |
Предельные размеры заготовки, мм |
Твердость зубьев |
σТ, H/мм2 |
|||
Dпр |
Sпр |
в сердцевине |
на поверхности |
||||
40Х |
Улучшение |
200 |
125 |
235…262HB |
235…262HB |
640 |
|
125 |
80 |
269…302HB |
269…302HB |
750 |
3.2. Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев.
Для колеса –
Для шестерни –
3.3. Определяем базовое число циклов нагружений
– при расчете на контактную прочность;
– при расчете на изгиб.
Для колеса –
Для шестерни –
3.4. Определяем действительные числа циклов перемены напряжений
Где,
– срок службы ( );
– коэффициент годового использования передачи;
– коэффициент суточного использования передачи.
Для колеса –
Отсюда –
Коэффициент долговечности при расчете на контактные напряжения:
, принимаем
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
, принимаем
Для шестерни –
Отсюда –
Коэффициент долговечности при расчете на контактные напряжения:
, принимаем
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
, принимаем
3.5. Определяем пределы контактной и изгибной выносливости
– контактная выносливость,
– изгибная выносливость.
Для колеса:
Для шестерни:
Допускаемое контактное напряжение для прямозубой передачи это меньшее из :
3.6. Межосевое расстояние
Принимаем , коэффициент межосевого расстояния для прямозубой цилиндрической передачи. Коэффициент ширины, принимаем 0,315 т.к. передача располагается симметрично.
Коэффициент ширины, т.к. передача внешнего зацепления, то
, по таблице ([1], с.21) выбираем , т.к. передача симметрична.
Т.к. термообработка колес произведена по I варианту (улучшение) и скорость колеса не достигает , то . ([1], с.20)
Межосевое расстояние
По таблице 19.28 ([1] ,с.481) принимаем
3.7. Модуль передачи
Из конструктивных соображений принимаем
3.8. Предварительные основные размеры колеса
– делительный диаметр , передача внешнего зацепления, поэтому
– ширина
3.9. Угол наклона и суммарное число зубьев
Так как передача прямозубая угол наклона зубьев равен
Отсюда суммарное число зубьев равно ,
Принимаем число зубьев
3.10. Числа зубьев шестерни и колеса
Во избежание подреза, минимально допустимое число зубьев –
Число зубьев шестерни –
Принимаем , что больше минимального числа зубьев ( ).
Число зубьев колеса внешнего зацепления
3.11. Фактическое передаточное число
Вычислим его по формуле , рассчитаем отклонение от заданного передаточного числа, вычисляем , получаем погрешность в пределах допустимого .
3.12. Размеры колес
Делительные диаметры:
– шестерни
– колеса внешнего зацепления
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
– диаметр вершин шестерни
– диаметр впадин шестерни
– диаметр вершин колеса
– диаметр впадин шестерни
Ширину шестерни принимают по соотношениям ([1], с.24) при , соотношение , отсюда
3.13. Пригодность заготовок колес
Условие пригодности колес:
– для цилиндрической шестерни , ;
– для колеса с выточками , ; .
Параметры материала взяты по таблице 2.1 ([1], с.17).
Проверка прошла.
3.14. Силы в зацеплении
– окружная ;
– радиальная т.к. угол профиля стандартный берем , соответственно ;
3.15. Проверка зубьев по напряжениям изгиба
По таблице 2.4 ([1], с.25) принимаем степень точности передачи равной 8, Допустимая скорость колеса, равняется , соответственно. Сравниваем вычисленную окружную скорость колеса с допустимой:
– окружная скорость колеса – проходит.
Передача прямозубая, степень точности 8, так что коэффициент
Коэффициент
Коэффициент ширины
Коэффициент принимается исходя из твердости и скорости колеса, при твердости менее 350HB и окружной скорости ,
Коэффициент для прямозубых колес, твердость которых меньше 350HB принимается
Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведенного числа зубьев:
По таблице 2.5 ([1], с.26) принимаем , .
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
Напряжения проходят проверку:
Для шестерни:
Для колеса:
3.16. Проверка зубьев по контактным напряжениям
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями , т.к. передача прямозубая.
Коэффициент определен ранее и равен .
Коэффициент принимаем исходя из типа передачи и твердости зубьев.
Расчетное контактное напряжение в зацеплении прямозубых передач
Напряжения проходят проверку: