Проектирование одноступенчатого редуктора

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ  РАБОТА ПО МЕХАНИКЕ

 

Проектирование  одноступенчатого  редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

УФА 2012г.

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

Реферат            4

Введение            5                                                       

1 Кинематический и энергетический  расчет привода   6

2 Расчет косозубой  цилиндрической зубчатой передачи   8                                                                 

3 Расчет цепной передачи         14

4 Проверочный расчет вала        17                                      

5 Расчет подшипников         22

6 Подбор и расчет шпонок        27

7 Расчет элементов корпуса        28

8 Смазка редуктора          29

9 Выбор способа и типа смазки  подшипников     31     

10 Сборка узлов ведомого вала       32                          

Библиографический список        33

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

РЕФЕРАТ

Курсовая работа по механике посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя  к ленточному транспортеру.

Графическая часть включает сборочный чертеж редуктора 1 лист формата А1, рабочий чертеж выходного вала редуктора А3, рабочий чертеж колеса выходного вала редуктора А3.

В ходе выполнения курсовой работы использовались материалы многих технических дисциплин: инженерная графика, теоретическая  механика, сопротивление материалов, допуски-посадки и технические измерения, детали машин, материалы многих справочников и стандартов. Выполнение курсовой работы являлось важным этапом  в получении  практических навыков самостоятельного решения сложных инженерно – технических задач.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 ВЫБОР  ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ

РАСЧЕТ ПРИВОДА

 

1. Вычисляем мощность на влах

, где  - КПД цепной передачи

, где  -КПД муфты

 

2. Выбираем электродвигатель

 

   серия 4А100L4/1430

   асинхронная частота вращения  об/мин.

   мощность  кВт

1.3 Определяем  общее передаточное отношения  привода

Разбиваем передаточное число привода по ступеням:

Принимаем

          

1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов

 

 мин^-1,

   мин^-1

  мин^-1

 с^-1

 с^-1

 с^-1

1.5 Крутящие моменты на валах.

 

 Нм,

 Нм,

 Нм.

1.6 Проектный расчет валов.

 

Первый  вал соединяется муфтой с валом  электродвигателя. Его диаметр может  быть в пределах:

d_I = (0,8…1,2) d_в ,  где d_в = 28 мм – диаметр вала электродвигателя;

d_I = (0,8…1,2) * 28 = 22,4…33,6 мм.

      Полученные результаты будем использовать при разработке конструкции валов и введем в свободную таблицу

Таблица 1.1

№ вала	Р, кВт	n,мин-1	ω, с-1	Т, Нм
1	3,47	1430	149,75	24,8
2	3,34	357,5	37,44	93,77
3	3,3	115	12,04	247,1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.1 Выбираем материал шестерни и колеса

Зубчатое  колесо	Материал  стали	Термическая обработка	Твердость НВ, МПа	, МПа	, МПа
Шестерня Колесо	сталь 45 сталь 40	улучшение улучшение	241…285НВ 192…228НВ	850 МПа 700 МПа	580 МПа 400 МПа

2.2 Вычисляем допустимые  контактные напряжения 

Определяем  допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/

-предел контактной прочности  при базовом числе циклов напряжения.

- коэффициент долговечности. 

- коэффициент безопасности.

=2HB+70;

>1<2,4

где   -базовое число узлов напряжений

-эквивалентное число циклов  напряжений

В свою очередь ,

где -коэффициент режима нагрузки;

  -расчетное число циклов напряжений;

 

где  с-число  колес, находящихся в зацеплении рассчитываемым

n-частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1

t-срок службы редуктора в часах

Эквивалентное число циклов напряжений

; (рис. 8.40, /2/)

Так как  и , следовательно, .

Шестерня:

s_HO1 = 2 (241…285) + 70 = 552…640 МПа,

Принимаем

Колесо:

s_HO2 = 2 (192…228) + 70 = 454…526 МПа,

Принимаем

Так как передача косозубая

 

2.3 Вычисляем допустимые напряжения изгиба зубьев

где - базовый предел выносливости зубьев

-коэффициент безопасности

-коэффициент, учитывающий влияние  двустороннего приложения нагрузки

-коэффициент долговечности

Принимаем s_FO = 1,8 НВ, S_F = 1,75 (табл. 8.9, /2/).

-передач нереверсивная

;

Так как  и , следовательно,

Шестерня:

s_FO1 = 1,8 (241…285) = 434…513 МПа,

Колесо:

s_FO2 = 1,8 (192…228) + 70 = 346…410 МПа,

 

Принимаем ;

2.4 Проектный расчет передачи

Определяем  межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

где   u=4

Е_пр - приведенный модуль упругости;

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂=T_II=93,77 Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); 

 = 0,3.

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому  расстоянию;

-коэффициент ширины к диаметру;

По  рисунку 8.15 /2/ находим:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=100мм.

Ориентированное значение делительного диаметра шестерни

Ширина  венца колеса определяем по формуле 

Ширина  венца  шестерни

 

Модуль  передачи:

По  таблице 8.5/2/ выбираем мм.

По  таблице 8.1/2/ выбираем m=2 мм.

Известно, что для некорригированных зубчатых колес

Отсюда 

Предварительно  принимаем угол наклона зубьев β=12⁰

 

Принимаем:

Число зубьев:

Принимаем z₁=19

Суммарное число  зубьев:

Принимаем . Тогда

Уточняем передаточное число:

Погрешность несущественная(<3)

Вычисляем угол наклона  зубьев:

,

 Диаметры колес:

    d_а1 = d₁ + 2m =39+2∙2=43мм

             d_а2 = d₂ + 2m =162+2∙2=166мм.

             d_f1 = d₁–2,5m=38-2,5∙2=32мм

             d_f2 = d₂–2,5m=162-2,5∙2=157мм.

 

2.5 Проверочный  расчет поверхностей зубьев передачи на контактную прочность

    

По  формуле 8.29/2/

 

где - коэффициент повышения нагрузки.

По формуле 8.28/2/

-  коэффициент неравномерной  нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки;

- угол зацепления;

;

         

По  таблице 8.2/2/ назначаем степень точности – 9 степень.

По таблице 8.3/2/ принимаем 

По таблице 8.7/2/ 

МПа

=459,34МПа < 500МПа= . Следовательно, контактная прочность зубьев обеспечена.

2.6 Проверочный  расчет передачи по напряжениям  изгиба.

-коэффициент формы зуба

-окружная сила передачи

-коэффициент расчетной нагрузи

- коэффициент повышения прочности.

Вычисляем силы, действующие на зацеплении:

-

-

-

,

где - коэффициент торцевого перекрытия;

=1,35-коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев (табл. 8.7 /2/);

 

 

 

Вычисляем приведенные  числа зубьев:

По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем  коэффициент формы зуба Y_F

     

Находим соотношения 

Проверку  прочности ведем по колесу.

 

,следовательно, прочность зубьев на изгиб обеспечена

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет цепной передачи

3.1 Выбираем число зубьев малой звездочки

Z₁ =25 (c. 286, /2/).

3.2 Вычисляем  число зубьев большой звездочки  

Z₂ = Z₁ ·U =25*3,12=78

3.3 Выбираем  максимально возможный шаг цепи  при данных оборотах малой  звёздочки n₁ =1430 мин^-1

3.4 Оцениваем  максимально возможную скорость  движения цепи 

 

3.5 Вычисляем  коэффициент эксплуатации передачи 

К_э= К_д К_а К_м К_рек К_с К_реж