Размещено на http: //www. allbest. ru/

Государственный университет морского и речного флота имени адмирала С.О. Макарова

Кафедра «Основы инженерного проектирования»

Прикладная механика

Пояснительная записка к курсовому проекту

«Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора»

Выполнил студент 4-го курса

заочной формы обучения

Проверила: Тарасенко Е. А.

Санкт-Петербург 2019



ОГЛАВЛЕНИЕ

• ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
• 1. ЭНЕРГОКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Кинематический расчет
• 2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

2.1 Расчёт допускаемых напряжений колеса

2.2 Расчет допускаемых напряжений шестерни

2.3 Расчет межосевого расстояния

2.4 Предварительные основные размеры колеса

2.5 Модуль передачи

2.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

2.7 Числа зубьев шестерни и колеса

2.8 Фактическое передаточное число

2.9 Размеры колес

2.10 Пригодность заготовок колес

2.11 Силы в зацеплении

2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

• 3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА
• 3.1 Проектный расчет валов и предварительный выбор подшипников качения
• 3.2 Конструирование корпуса редуктора
• 3.3 Выбор крышек подшипников
• 3.4 Схема сил, действующих в передачах привода
• 3.5 Проверка подшипников на долговечность
• 4. СИСТЕМА СМАЗЫВАНИЯ И ВЫБОР СМАЗЫВАЮЩИХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
• ЛИТЕРАТУРА


ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Спроектировать электромеханический привод, включающий асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый цилиндрический редуктор, зубчатую муфту

электродвигатель зубчатый цилиндрический редуктор

Рисунок 1 Кинематическая схема привода

Номинальный момент на валу у исполнительного механизма (ИМ)	Тим,Нм	350
Частота вращения вала ИМ	пим , об/мин	200
Синхронная частота вращения вала электродвигателя (ЭД)	пс , об/мин	1500
Ресурс зубчатой передачи	Lh , час	10000
Ресурс подшипника	Lh, час	2300

Преподаватель _____________ Тарасенко Е. А.

Студент _______________ ФИО



1. ЭНЕРГОКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя

· Определяем мощность на исполнительном механизме:

· Определяем общее КПД потерь привода:

=0,94*0,99²*0,96*0,98=0,866

· Определяем требуемую мощность двигателя:

Вт

· Выбираем ЭД равной или большей мощности по синхронной частоте электродвигателя =1500 об/мин.

Рисунок 2 Электродвигатель



Тип двигателя	Мощность, Р кВт	Частота вращения, n об/мин	Мпуск /Мном	М max/Mnom
4А132М4	11,0	1430	2,0	2,4

· Определяем мощность на каждом валу редуктора:

1.2 Кинематический расчет

· Определяем общее передаточное отношение привода:

· Определяем частоту вращения на каждом валу редуктора:

об/мин

об/мин



· Определяем вращающие моменты на каждом валу:

рад/с

Вал	Число оборотов n, об/мин	Передаточное Отношение	Вращающий момент T, Нм	Мощность Р, Вт
Вал электродвигателя	1460	Uрп= 2	55	8408
1 - Входной (быстроходный) вал редуктора	730		104
		Uзп=
2 - Выходной (тихоходный) вал редуктора	200		360

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

· Начальные данные:

	360
u
n	200
	10000

Форма колеса: косозубые

Термообработка: 1

Коэффициент ширины: 0,4

Индекс схемы: 8

Материал: сталь 45

Тип зацепления: внешнее

2.1 Расчёт допускаемых напряжений колеса

Средняя твердость колеса

Базовые числа циклов нагружений

=166800000

Коэффициент долговечности контактных напряжений

1< 2.6



Коэффициент долговечности расчет на изгиб

1< 2.08

515,2 Мпа для улучшения

=1,03*249=256,47 Мпа для улучшения

Допускаемое контактное напряжение

=1*515,2=515 Мпа

Напряжения изгиба

=1*256,47=256 Мпа

2.2 Расчет допускаемых напряжений шестерни

Средняя твердость колеса

Базовые числа циклов нагружений

= =23271176,37

Число циклов перемены напряжений

=166800000*2,833=428676000



Коэффициент долговечности контактных напряжений

1< 2.6

Коэффициент долговечности расчет на изгиб

1< 2.08

580,9 Мпа для улучшения

=1,03*285.5=294,065 Мпа для улучшения

Допускаемое контактное напряжение

=1*580,9=580 Мпа

Напряжения изгиба

=1*294,065=294 Мпа

В расчетную формулу подставляем

Мпа

2.3 Расчет межосевого расстояния

Коэффициент межосевого расстояния

=43 (для косозубых и шевронных)

Коэффициент ширины



=0,5(u±1)=0,5*0,41 *(3,65+1)=0,95

Коэффициент концентрации нагрузки

Межосевое расстояние

?43*(3,65+1)* = 125,7 мм

Выбираем межосевое расстояние 125 мм

2.4 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

==196,23 мм

Ширина

Коэффициент ширины (для соосной передачи)

?0.15=? 0,15



Ширина колеса быстроходной ступени

2.5 Модуль передачи

Коэффициент модуля

Модуль передачи предварительно

== 2,1мм

Модуль передачи

0.01*125…0.02*125=1,25…2,5 >2,1 мм Выполнено

Возможные значения модулей

1,5 1,75 2 2,5 выбираем модуль 2 мм

2.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев

=18,49?

Суммарное число зубьев

==117



Действительное значение угла

в=arccos=

2.7 Числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

=?= = 25>14

Число зубьев

2.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число

==3,68

Отклонение

?u=1002,5=*100=0,51 < 2,5



2.9 Размеры колес

Делительный диаметр шестерни

=54 мм

Делительный диаметр колеса

мм

Диаметр окружности вершин шестерни

54+2*14=58мм

Рисунок 3 Геометрические параметры цилиндрической зубчатой пары

Диаметр впадин зубьев шестерни

54-2,5*2= 49 мм

Диаметр окружности вершин колеса



196+2*2=200 мм

Диаметр впадин зубьев колеса

196-2,5*2=191 мм

Ширина шестерни

2.10 Пригодность заготовок колес

Для шестерни

58+6=64 Мпа

Для колеса

Условие пригодности для шестерни

58 Мпа < 80 Мпа Выполнено

Условие пригодности для колеса

80 Мпа Выполнено



2.11 Силы в зацеплении

Окружная

==3673 Н

Радиальная

= Н

Осевая

=*tg20,15=1373Н

2.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Скорость

V=== 1,8

Коэффициент =1

Коэффициент= 0,85

Коэффициент ширины

== 0,73



Коэффициент

Коэффициент=1,2 для косозубых колес с твердостью <350 HB

Коэффициент формы зуба колеса=3,61

Коэффициент формы зуба шестерни=3,8

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

===116,1 Мпа

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

===122 Мпа

Условие =116,1 Мпа? 1,1 = 256 Мпа Выполнено

Условие =122 Мпа? 1,1 = 256 Мпа Выполнено

2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент распределения нагрузок

=1,1 Для косозубых и шевронных колес

Коэффициент концентрации нагрузки

=1

Коэффициент динамической нагрузки

=1,1 Для косозубых и шевронных колес ?350НВ

Контактное напряжение

=376=376=477 Мпа



Условие =477 Мпа ? (0,9…1,05) = 515 Мпа Выполнено



3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА

Задачей данного раздела является предварительное определение минимального диаметра промежуточного вала. Считаем, что вал гладкий, круглый стержень, испытывающий только постоянное напряжение кручения. Критерий расчёта - статическая прочность при кручении.

3.1 Проектный расчет валов и предварительный выбор подшипников качения

· Определим диаметр участков вала:

Входной вал:

где =10 Мпа для тихоходного вала

мм

Диаметр под уплотнением: мм

Диаметр вала в подшипниках: мм

Диаметр вала в зубчатом колесе: мм

Выходной вал:

где =15 Мпа для быстроходного вала

мм



Диаметр под уплотнением: мм

Диаметр вала в подшипниках: мм

Диаметр вала в зубчатом колесе: мм

Диаметр вала в бурте: мм

Рисунок 4 Геометрические Параметры подшипника

Так как передача косозубая, по таблицам подшипников выбираем шариковый радиально-упорный подшипник, тип 46000, для входного вала средней серии б = 26° тип 46000

d	D	B	dш	r
30	62	21	14,3	2

Динамическая грузоподъемность - 42600

Статическая грузоподъемность - 24700

Для выходного вала легкой серии тип 46000

d	D	B	dш	r
40	80	18	12,7	2



Динамическая грузоподъемность - 36800

Статическая грузоподъемность - 20300

Размещено на http: //www. allbest. ru/

Рисунок 5 Шариковый радиально-упорный подшипник

Выбираем радиально-упорный шарикоподшипник тип 46306 ГОСТ 831-75, для которого динамическая грузоподъемность С=42600 Н, статическая грузоподъемность С₀=24700 Н

Выбираем радиально-упорный шарикоподшипник тип 46208 ГОСТ 831-75, для которого динамическая грузоподъемность С=36800 Н, статическая грузоподъемность С₀=20300 Н

· Выбор шпонок:

Размещено на http: //www. allbest. ru/

Рисунок 6 Геометрические параметры шпонок



Выбор шпонки на входном валу:

d_minI=24 мм

b=8 мм

h=7 мм

t₁=4 мм

t₂=3,3 мм

l=30 мм

l_ш=25 мм

Выбор шпонки на выходном валу:

d_minII=34 мм

b=10мм

h=8мм

t₁=5мм

t₂=3,3мм

l=50мм

l_ш=45мм

Выбор шпонки колеса:

D_вкII=48мм

b=14 мм

h=9мм

t₁=5,5мм

t₂=3,8мм

l_ш=b₂-6=46-6=40 мм



3.2 Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

д=1,2?6 мм

д=1,2=5,2 мм

д=5,26 мм

д=6 мм

b₁=6 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1,5 * b = 1.5 * 6 = 9 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b₁ = 1,5 * b1 = 1,5*6 = 9 мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

p = 2,35 * b = 2,35 * 6 = 14 мм

Толщина рёбер основания корпуса:

m = (0,85…1) * b = 1 *6 =6 мм



Толщина рёбер крышки:

m₁ = (0,85…1) * b₁ = 1 * 6 =6мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число ? 4):

d₁ = (0,03…0,036) * a_w + 12 = (0,03…0,036) *112 +12=15,36…16,03=16 мм

Диаметр болтов:

у подшипников:

d_б = 1,25 , мм

=1,25 =8,89 мм

= 8,8910 мм

соединяющих основание корпуса с крышкой:

d₃ = (0,5…0,6)*d1 = 0,6 *16= 9,6 = 10 мм

Край фланца

?2,5*+д+(2…3)

=2,5*10+6+3=35 мм



3.3 Выбор крышек подшипников

Закладные глухие:

Размещено на http: //www. allbest. ru/

Рисунок 7 Геометрические параметры крышки Рисунок 8 Крышка закладная

Обозначение	Входной вал, мм.	Выходной вал, мм.
	62	80
	76	86
	65	72
b	5	5
h	11	11
	6	6



Закладные сквозные:

Рисунок 9 Геометрические параметры крышки

Рисунок 10 Крышка сквозная

3.4 Схема сил, действующих в передачах привода

Составление схемы сил необходимо для расчета реакций в опорах валов, построения эпюр изгибающих и крутящих моментов, расчета валов на выносливость и расчета подшипников качения.



Рисунок 11 Схема нагрузок выходного вала

Определение расстояния точки давления на валу.

При помощи построений на миллиметровой бумаге, находим следующие расстояния:

Параметр	Обозначение	Значение
Расстояния от точки давления на вал подшипника до середины колеса, мм	l1	34
От середины колеса до второй точки подшипника, мм	l2	34
От точки давления до середины участка с муфтой, мм	l3	87



Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила

Для того чтобы найти реакции в опорах составим уравнение моментов.

В вертикальной плоскости ХOZ:

Рисунок 12 Расчётные схемы вала в плоскости ХОZ (а) и ХОY (б)

тогда:



тогда:

Проверка:

В горизонтальной плоскости XOY:

тогда:



тогда:

Проверка:

, HM

, HM

, HM

HM

*M

Проверочный расчет валов

Выбираем в зависимости от диаметра вала под колесо шпонку призматическую из справочника РМ85:

d=40 мм

b=14 мм

h=9 мм

Выполним уточненный расчет промежуточного вала. Задачей данного раздела является определение фактического коэффициента запаса в опасных сечениях вала и выбор материала вала или его размеров.

Критерием при расчетах является усталостная прочность с учетом изгиба и кручения.

Условие прочности можно записать:

где S- коэффициент запаса; =2…2,5 - допускаемый коэффициент запаса.

Так как вал подвергается изгибу и кручению, фактический коэффициент запаса определяется по формуле:

где -коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

-коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности и можно определить по формулам:

где и - пределы выносливости стали при симметричном цикле изгиба и кручения. и - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений. и - масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений. и - амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений. и - среднее напряжение цикла нормальных и касательных напряжений;

Выбираем в качестве материала вала сталь 45, тогда _В=580 Мпа.

Определим _-1 и _-1:

,

,

Таким образом:

Коэффициент запаса:

2,9



Рисунок 13 Выходной вал

Для определения суммарного момента М, моментов сопротивления изгибу W_и и крутящего W_K необходимо выбрать опасные сечения (см. рисунок 13).

При рассмотрении рисунка 4 выбираем в качестве опасных сечений сечения Б-Б.

Сечение Б-Б, так как есть крутящий момент, большой по значению суммарный изгибающий момент и сечение ослаблено шпоночным пазом;

Так как, условие прочности на выносливость выполнено.

3.5 Проверка подшипников на долговечность

Определение полных осевых сил

Схема для определения полных осевых сил

Рисунок 14



Эксцентриситет е=0,68

Проверка:

, тогда проверку произведем по варианту №2:

=2191

Определение долговечности подшипника

n - частота вращения выходного вала

С - динамическая грузоподъемность

Р - эквивалентная нагрузка на подшипник

m - показатель степени

Для шариковых подшипников m=3, для роликовых подшипников m=

Если , то Х=1; Y=0.

Если , то Х=0,43; Y=0,87.

-коэффициент безопасности = (1,2…1,3)

- температурный коэффициент = 1

V - коэффициент вращения внутреннего кольца = 1

Условие по долговечности выполнено.



4. СИСТЕМА СМАЗЫВАНИЯ И ВЫБОР СМАЗЫВАЮЩИХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников качения уменьшает потери на трение, предотвращает детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Для зубчатых передач выбираем тип смазывания - картерное смазывание. Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Картерное смазывание можно применять при линейных скоростях V ? 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. Линейная скорость V =0,9 м/с.

Выберем марку масла: контактные напряжения быстроходной ступени у_Н = 515,2 Мпа, линейная скорость V= 1,55 м/с, используем таблицу, кинематическая вязкость V_Б = 34 сСт.

Выбираем для смазывания зубчатых передач индустриальное масло И-50А по ГОСТ 20799-75.

Определим требуемый объем масла по формуле

Определим минимальный объем масла по формуле

где а_м - длина ванны, м; b_м - ширина масляной ванны, м; h_мmin - минимальная высота масла в картере, м.



Так как условие охлаждения выполняется, , то дополнительный способ охлаждения не требуется.

Смазывание подшипников качения осуществляется разбрызгиванием из общей масляной ванны.



ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П.В., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, изд. 4. -М.: Высшая школа,1985 (имеются и более поздние издания);

2. Курсовое проектирование деталей машин. /Под ред. В.Н. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, 1984 (для планетарных редукторов);

3. Детали машин. Справочные материалы /Макаров Ю.Н. и др. - СПб.: СПбГТУ,1995;

4. Лазарев С.О., Савельев В.Д. Муфты для постоянного соединения валов. СПб, СПбГТУ, 1995;

5. Детали машин. Оформление конструкторской документации курсового проекта/ Учебное пособие под общ. ред. Ю.К. Михайлова. СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2003 (оформление чертежной документации и ПЗ);

6. Технические аналоги заданной схемы привода (ксерокопии чертежей); - взять на кафедре МиДМ (а.327)

7. Михайлов Ю.К., Ашейчик А.А. Детали машин, оформление текстовых документов. - СПб.: СПбГТУ,1996 (по оформлению ПЗ);

Размещено на Allbest.ru

...