Проектирование цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора

Министерство транспорта Российской Федерации Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Волжская государственная академия водного транспорта     Кафедра прикладной механики и подъемно-транспортных машин

Курсовая работа на тему:

Проектирование цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора

 

 

Выполнила :                                                                                                     Науменко А.Н. Проверила:                                                                                                       Сидорова О.В.                   Нижний Новгород 2014

 

 

Содержание:

1.Техническое задание.                                                                                                        

2.Расчет мощности и выбор приводного электродвигателя.                                           

3.Кинематический расчет привода.                                                                                    

3.1.Определение общего  передаточного числа и разбивка  его по ступеням отдельных  передач.

4. Выбор материалов и допускаемых напряжений.                                                        

4.1. Механические характеристики  материалов для зубчатых колес.

5. Расчет допускаемых напряжений.                                                                                 

5.1Допускаемые контактные  напряжения.

5.2. Допускаемые напряжения  при расчете на выносливость  зубьев при изгибе.

6. Расчет быстроходной  передачи на прочность.                                                               .

6.1.Расчет передачи на  контактную прочность.

6.2. Расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе.

6.3. Расчет передачи на  контактную выносливость.

6.4. Определение сил, действующих  в зацеплении.

7. Расчет тихоходной передачи  на прочность.                                                                    

7.1. Расчет передачи на  контактную прочность.

7.2. Расчет передачи на  выносливость зубьев при изгибе.

7.3. Расчет передачи на  контактную выносливость.

7.4. Определение сил, действующих  в зацеплении.

8. Расчет валов.                                                                                                                       

8.1. Расстояние между опорами  валов.

8.2.Расчет валов на прочность

9. Проверка долговечности  подшипников.                                                                          

10. Проверка шпоночных  соединений.                                                                                   

11. Список литературы.                                                                                                           

 

 

1. Техническое задание (№ 11)

Рассчитать редуктор, если заданы:

Qч =16 т/ч

L=5 лет

D =320мм

S =250 мм

nв =30 об/мин

ω= 1,6

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет мощности и выбор приводного электродвигателя через производительность конвейера.

 

 – расчетная мощность электродвигателя

- КПД механизма

  

P в –   расчетная мощность  двигателя на валу винта конвейера,кВт

 

 P в=0,027Qч *(Lк ω ± H), где

 

Lк- длина горизонтальной проекции, м

- коэффициент сопротивления перемещению

H-высота подъема(плюс), опускания(минус),м,  (H=0)

 

               ,   ,  

 

3. Кинематический расчет привода
1. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням отдельных передач

- общее передаточное число

            

                      

 

 

 

 

 

 

Таблица 1. Сводная таблица параметров механизма

Наименование валов передачи	№ вала	Параметры механизма
		Мощность, кВт	Частота вращения, мин	Номинальный
Ведущий (быстроходный)	1
Промежуточный	2			70
Ведомый (тихоходный)	3			475,8

 

 

4. Выбор материалов и допускаемых напряжений
1. Механические характеристики материалов для зубчатых колес

НВ ≤ 350

	Сталь	ТО	Диаметр заготовки, мм	Твердость		Пределы, Мпа
				НВ	HRC	Прочности	Текучести
Шестерня	45	Нормализация	До 500	167 … 217	-	550	280
Колесо	35		До 100	187	-	540	320

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Расчет допускаемых напряжений
1. Допускаемые контактные напряжения

nc ,

где 

   - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующей эквивалентному числу циклов перемены напряжения NH0, Мпа;

SH – коэффициент безопасности при расчете зубьев на контактную выносливость активных поверхностей зубьев, SH = 1,1 – для колес с однородной структурой материала (улучшение, нормализация, объемная закалка) и SH= 1,2 – для колес с поверхностным упрочнением зубьев (поверхностная закалка);

ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, общий для шестерни и колеса, принимают для того из зубчатых колес пары, зубья которого имеют более грубые поверхности в зависимости от класса шероховатости поверхности;

Zn - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

KL – коэффициент, учитывающий влияние смазки;

c – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

SH = 1,1 ;  ZR =0,95

Zn = 0,925

 KL =1 KcH = 1;

 

 ,

.

При расчете косозубых передач принимают усредненное значение, полученное для шестерни и колеса передачи:

Мпа

 

2. Допускаемые напряжения при расчете на выносливость зубьев при изгибе

Допускаемые напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

c ,

где

sF lim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующей эквивалентному числу циклов перемены напряжения NH0, Мпа;

SF – коэффициент безопасности при расчете зубьев на выносливость при изгибе;

YS – коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности для шлифования и зубофрезерования;

KcF – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

 

c

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Расчет быстроходной передачи на прочность
1. Расчет передачи на контактную прочность

Предварительно размер межосевого расстояния цилиндрической передачи, мм, определяют по формуле:

 

где

Ka – вспомогательный коэффициент;

U – передаточное отношение ступени редуктора;

T2p – расчетный крутящий момент на ведомом валу ступени редуктора, Нм;

KHβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

φbd – вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса ступени редуктора к начальному диаметру шестерни;

φba – вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса ступени редуктора к межосевому расстоянию aw.

 

 

 

 

Определим значение модуля, мм, ступени по зависимости:

 

где

φm – вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса к модулю ступени редуктора, φm = 25

 

 

Суммарное число зубьев, округляемое до целого значения, определяют по формуле:

 

где

β=8…18˚ - угол наклона зубьев косозубой передачи.

 

Числа зубьев колес, округленные до ближайшего целого значения, рассчитывают для шестерни и колеса:

 

Геометрические параметры зубчатых колес:

- диаметры делительных окружностей, мм:

 

• диаметры окружности вершин зубьев, мм:

 

 

• диаметры окружности впадин зубьев, мм:

 

 

• ширина венцов зубчатого колеса и шестерни ступени, мм:

 

Окружная скорость, м/с:

 

2. Расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе

 

По рисунку 1.4. [3] принимаем YF1=3.8

 

По рисунку 1.4. [3] принимаем YF2=3.6

 

Возникающие изгибные напряжения, МПа, выражаются формулой:

 

где

T1p – расчетный крутящий момент на ведущем валу ступени редуктора, Нм;

KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

KFβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

KFV – коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;

YF – коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

T1p= T1=10,27Нм

 

где

εα – коэффициент торцового перекрытия;

st – степень точности передачи, st = 8 (таблица 1.12. [3])

 

 

 

 

где

δF – коэффициент вида зубчатой передачи; δF=0,006;

g0 – коэффициент разности шагов, g0=56 (таблица 1.12. [3]).

 

 

3. Расчет передачи на контактную выносливость

Для работы зубчатой передачи в пределах установленного ресурса времени расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемого значения.

 

где

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

ZM – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, ;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

KHV – коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.

1,745

 

 

 

 

где

δH – коэффициент вида зубчатой передачи, δH = 0,002 (таблица 1.13. [3])

 

 

 

4. Определение сил, действующих в зацеплении

В косозубой цилиндрической передаче нормальная сила Fn, действующая в плоскости зацепления, имеет три составляющие: окружную - Ft, радиальную – Fr и осевую – Fa :

 

  Осевая сила

      Радиальная  сила

    Нормальная сила

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Расчет тихоходной передачи на прочность

 

1. Расчет передачи на контактную прочность

Предварительно размер межосевого расстояния цилиндрической передачи, мм:

 

 

Определим значение модуля, мм, ступени по зависимости:

 

 

Суммарное число зубьев, округляемое до целого значения, определяют по формуле:

 

где

β=8…18˚ - угол наклона зубьев косозубой передачи.

 

Числа зубьев колес, округленные до ближайшего целого значения, рассчитывают для шестерни и колеса:

 

Геометрические параметры зубчатых колес:

- диаметры делительных окружностей, мм:

 

• диаметры окружности вершин зубьев, мм:

 

 

• диаметры окружности впадин зубьев, мм:

 

 

• ширина венцов зубчатого колеса и шестерни ступени, мм:

 

Окружная скорость, м/с:

 

2. Расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе