Курсовая редуктор двухступенчатый (детали машин). Курсовая редуктор двухступенчатый. Курсовой проект по дисциплине Тема

• Название: Курсовой проект по дисциплине Тема
• Анкор: Курсовая редуктор двухступенчатый (детали машин
• Дата: 27.04.2023
• Размер: 2.32 Mb.
• Имя файла: Курсовая редуктор двухступенчатый.docx
• Тип: Курсовой проект; #1094112
• страница: 1 из 3

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

« »
Факультет ___________________________________________________________________

Кафедра ____________________________________________________________________
Дата регистрации работы на кафедре _________

Отметка о допуске к защите _________

Оценка за защиту _________

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине _______________________________________________________________

Тема: «______________________________________________________________________»
Исполнитель:

______________________________

студент (факультет, курс, группа)

______________________________

фамилия, имя, отчество

Руководитель:

______________________________

ученое звание, ученая степень, должность,

______________________________

фамилия, имя, отчество

2017

З АДАНИЕ







С ОДЕРЖАНИЕ
1. Энергетический и кинематический расчеты привода

1.1 Определение номинальной мощности

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по отдельным передачам и ступеням редуктора

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

2. Выбор муфт

3. Расчет редуктора

3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колес, червяка, червячного колеса

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность.

3.2.3. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость

3.2.4 Допускаемые напряжения при расчете на прочность при изгибе

3.3 Расчет параметров зацепления тихоходной ступени

3.3.1 Проектировочный расчет на контактную прочность

3.3.2 Проверочный расчет на контактную выносливость

3.3.3 Проверочный расчет на контактную прочность при действии макс. Нагрузки

3.4 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
2. Расчет передач гибкой связью

2.1 Расчет цепной передачи


3 .Расчет редукторных передач

3.1 Расчет первой ступени

3.2 Расчет второй ступени

4. Ориентировочный расчет с разработкой конструкции валов

5. Расчет элементов (крышки, основания) корпуса редуктора

6. Расчет валов редуктора с подбором подшипников по расчетной долговечности или динамической грузоподъемности

6.1 Ведущий вал

6.2 Промежуточный вал

6.3 Выходной вал
7. Расчет соединений шпоночных или шлицевых с подбором посадок

8. Выбор схем смазки
9. Уточненный расчет вала выходного(ведомого)

10. Разработка конструкции рамы привода

11. Описание процесса сборки, разборки регулировки редуктора и привода

12. Техника безопасности

Список литературы

В ВЕДЕНИЕ

Цели и задачи настоящего проектирования – изучение основ расчета и конструирования деталей и сборочных единиц с учетом рационального выбора материалов, технологии изготовления и эксплуатации машины. Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании: допускать автоматизацию работы машины, стандартизацию деталей и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике, так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность и техническая эстетика.

Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание и пр.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус и работающих в масляной ванне.

1. Кинематика и энергетика приводной станции



Определяем мощность на выходном валу

_(1.1)





Определяем общий КПД привода



(формула 8.12 [3]);

Определяем потребную мощность

Вт (формула 1.1[3])

Принимаем двигатель с передаваемой мощностью 4,0 кВт и частотой вращения 950 об/мин. Марка двигателя: 4A112МВ6У3.

Таблица 2- Исходные данные для проектирования (стр.457 [2])

Типоразмер	Габаритные размеры, мм				Установить и присоединить размеры, мм						Масса, кг
			H	B	d	d30
4A112МВ6У3	452	534	310	260	38	288	80	70	178	12	55

Определяем общее передаточное отношение привода (стр.364 [1], стр.368 [1])









Определяем мощности на всех валах:

Вт

Вт

Вт

Вт

Вт

Теперь находим частоту вращения

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Находим крутящий момент на каждом из валов











Полученные данные заносим в таблицу 3.

Таблица 3. Кинематический расчёт передач.

№ вала	P, Вт	T, Н м	n, об/мин
1	3232	32	950
2	3135	31,5	950
3	3011	135	266
4	2891	363	95
5	2720	464	56

2 . Расчет передач гибкой связью

2 .1 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные для расчета:

а) мощность на валу ведущей звездочки Р₃= 2891 Вт;

б) частота вращения ведущей звездочки n₃ = 95 об/мин;

в) передаточное число U=1,7;

г) условия эксплуатации (работа без пыли; передача открытая; расположение -горизонтальное; работа в одну смену; смазка - удовлетворительная; натяжение цепи не предусматривается).

Порядок расчета

1.Выбор типа приводной цепи. В цепных передачах применяют приводные роликовые, втулочные и зубчатые цепи.

Роликовые цепи нормальной серии ПР (ГОСТ 13568-75) получили наибольшее распространение в различных механических приводах. Их изготовляют одно-(ПР), двух-(2ПР), трех-(ЗПР) и четырехрядными (4ПР). Предпочтение следует отдавать однорядным цепям. Четырехрядные цепи без особых требований не рекомендуется применять ввиду необходимости использования звездочек по­вышенной точности и усложнения монтажа.

Втулочные цепи ПВ (ГОСТ 13568-75) аналогичны роликовым, но у них отсут­ствуют ролики. Их применяют в основном в мотоциклах и автомобилях.

Зубчатые цепи с шарнирами качения по ГОСТ 13522-81 отличаются повы­шенной надежностью, скоростью и кинематической точностью. Однако они бо­лее тяжелые и дорогостоящие и поэтому имеют ограниченное применение. Их используют обычно при высоких скоростях - до 35 м/с.

Рассчитываемая цепная передача является последней ступенью привода. По­этому при небольшой скорости движения она будет испытывать значительные нагрузки. Выбираем приводную роликовую цепь.

2. Выбор чисел зубьев звёздочек. В нашем примере меньшая звездочка явля­ется ведущей, а большая - ведомой. Число зубьев меньшей (ведущей) звездочки роликовой цепи согласно [4]

z = 29-2Uц,> 13 (2.1)

При UЦ =1,7 , z = 29-2*1,7 = 26> 13.

Полученная величина Z= 26 примерно соответствует и рекомендациям М.Н. Иванова [3] (см. табл.Ш.27 приложения 1П) [1,с. 389].

Число зубьев большей (ведомой) звездочки

Предпочтительно выбирать нечетное число зубь­ев звездочек (особенно малой), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров. С учетом этих рекомендации принимаем окончательно Z1= 26 и Z2= 44.

Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки, необходимо выполнение условия z= 442_max=120.

Тогда фактическое передаточное число



Отклонение и :

, что допустимо.

3. Предварительное определение межосевого расстояния. По соображени­ям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30...50)р_ц, где р_ц - шаг цепи, мм.
4. Определение коэффициента эксплуатации к_э. По таблице 1П.29 прило­жения 1П [1,с. 391]:

а) коэффициент динамической нагрузки к_Д= 1,3 (нагрузка переменная);

б) коэффициент межосевого расстояния к_а = 1 [для а = (30... 50)pц];

в) коэффициент наклона передачи к горизонту к_н=1 (передача горизонталь­ная);

г ) коэффициент способа регулировки натяжения цепи к_РЕГ = 1,25 (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи Kc - 1 [производство без пыли, качество смазки - II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при V< 4 м/с, см. таблицу Ш. 28 приложения Ш) [1,с. 390];

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток Креж=1 (работа в одну смену).

Тогда коэффициент эксплуатации

_(2.2)


5. Определение коэффициентов k_zи kn. Число зубьев малой звездочки типо­вой передачи принимается только (см. таблицу 1П.30 приложения 1П) [1,с. 391]. Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z1= 26. Тогда коэффи­циент числа зубьев:



Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п₃ = 95 об/мин. Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п₀₃ =100 об/мин (см. таблицу 1П.31 приложения 1П) [1,с. 391]. Тогда коэффициент частоты враще­ния:

(2.3)


6.Выбор цепи.

Первоначально ориентируемся на однорядную цепь. Тогда расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой пе­редачи

_(2.4)



Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью [Рр] по табл. 1П.30 приложения 1П [1,с. 391] при Z01 = 26 и n01=95 об/мин является [Р_Р] = 11 кВт для одно­рядной цепи ПР-25.4 - 57600 с шагом р_ц = 25.4 мм.
Для того, чтобы решить вопрос о том, подходит нам однорядная цепь с таким шагом или нет, определим, какие же при этом получаются делительные диа­метры звездочек:



Скорость цепи:

(2.5)



По табл. 1П. 28 приложения 1П [1,с. 390] при назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

7 . Определение межосевого расстояния и длины цепи. Ранее (см. п. 3) из соображений долговечности цепи мы приняли, что предварительная величина межосевого расстояния а будет находится в диапазоне

а = (30...50) р_ц.

Так как меньшее значение рекомендуется [3] для Uц = 1 ...3, а большее для U_ц = 6...7, при и_ц = 1,7 принимаем, а = 35

.

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи

(2.6)



Округляем L_Pдо целого четного числа, для того, чтобы не применять специ­альных соединительных звеньев. Для принятого значения L_P= 118 уточняем а:



Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, расчетное межосевое расстояние, а уменьшают на величину . Тогда принимаем =4 мм и тогда окончательная величина межосевого расстояния мм.

8. Силы в цепной передаче и требования монтажа.

Окружная сила:

(2.7)



По табл. 1П.33 приложения 1П [1,с. 393] коэффициент провисания цепи при горизон­тальном ее расположении kf=6.

П о табл. 1П. 31 приложения 1П масса 1 м цепи ПР [1,с. 391] с шагом р_ц= 25.4 мм со­ставляет 2.6 кг, т.е. погонная масса q=2.6 кг/м.

Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви

, где а = 1,32 м; g= 9,81м/с² - ускорение свободного падения.

Натяжение цепи от центробежных сил



Разрушающая нагрузка цепи ПР с шагом р_ч= 25.4 мм по табл. 1П.31 [1,с. 391] F_P = 25.4 кН= 57600 Н. Уточним расчетный коэффициент запаса прочности цепи

(2.8)



где =1,3 -коэффициент динамической нагрузки (см. п.4).

Допускаемый коэффициент запаса прочности цени но табл. 1П.34 приложения 1П [1,с. 393] линейным интерполированием [S] = 8.3.

Цепь ПР – 25.4 - 57600 подходит, так как S=11.9>[S] = 8.3.

Нагрузка на валы цепной передачи:



где к_м= 1,15 - при горизонтальной передаче и угле наклона передачи < 40°; к_м = 1,05 - при угле наклона передачи более 40° и при вертикальной передаче. Сила F_ц направлена по линии, соединяющей центры звездочек.

При монтаже цепной передачи предельное отклонение AS(мм) звездочек от од ной плоскости и предельные углы их смещения S, перекоса валов у и их скрещивания (град) (рис. 3.2) определяют по формуле:

;

;

;

.

3. Расчет редукторных передач

3.1 Расчет первой ступени




Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n₂=950 об/мин;

б) частота вращения колеса n₃= 266 об/мин;

в) передаточное число ступени U_б = 3,57;

г) вращающий момент на валу колеса Т₃ =135 Н • м.

д) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=10000 ч;
Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (т.о.) I (см. табл. 1П.6 приложения 1П): т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2.Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев σ_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение :

S_Н1= S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=10000 часов:

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; =0,5.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1 и Z_N2. Так как N_НE1 > N_Нlim1, тогда

.

Так как N_НE2 > N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

В нашем примере [σ_н]= [σ_н]₁=431МПа.

3 . Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,4 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):



По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1,01.

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w :

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение а_w = 120мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда, примем m =2 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса. Суммарное число зубьев



Число зубьев шестерни



Принимаем Z₁=25.

Число зубьев колеса

.

6. Определение фактического передаточного числа ступени.



Отклонение U_ф от U:

.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка: мм

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм.

Ширина венца шестерни

мм.

П роверочный расчет

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

Где D_пред -см. табл.1П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ D_пред=200 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг и толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заг и S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) по табл. 1П.7 приложения 1П при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =24< S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

9. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П, исходя из υ =0,7 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости. На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, принимаем параметр шероховатости Rа = 3,2 мкм и коэффициент Z_R =0,9. Коэффициент Z_V =1, т.к. υ<5 м/с.

Т огда по формуле:

МПа;

МПа;

Таким образом, уточненные величины [σ_н]₁ и [σ_н]₂ остались такими же , как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение Z_R Z_V оказалось равным 0,9.

С ледовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е. [σ_н]=431МПа (см. п. 2).

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

Н.

12.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости



Коэффициент К_На = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой V при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψ_bd=0,98. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_Hβ=1,01.

По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350 .

По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g₀= 7,3 (при m=2 мм и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка



Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =190 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи при­ближенно можно определить по формуле



Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи .

Расчетное значение контактного напряжения

МПа

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н=409 МПа < [σ_н]=431 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П принимаем:

а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ), при m<3 мм.

МПа; ;

б) для колеса (т. о. улучшение)

МПа, (см. п.2),

Эквивалентное число циклов напряжений N_FE за расчетный срок службы L_h =10*10³ часов:

;

;

где с, и с₂ - см. п. 2.

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, определяем коэффициенты долговечности Y_N1 и Y_N2.

Для шестерни при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Для колеса при при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

1 5. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:


Коэффициент К_Fа = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Fβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 при ψ_bd=0,98 (кривая V): K_Fβ =1,1.

Коэффициент δ_F ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δ_F =0,16 .

Коэффициент g₀= 7,3- см. п.12.

Тогда динамическая добавка



Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

16 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

.

Тогда расчетное напряжение изгиба σ_F:

МПа;

МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:





Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение :

МПа;

где - - максимальное контактное напряжение, - кратковременная перегрузка.

Определяем для шестерни и колеса согласно таблице 1П.9 приложения 1П.:

а) для шестерни: МПа.

б) для колеса МПа.

В качестве расчётной принимаем наименьшую величину МПа.

Тогда для рассчитываемой ступени:

МПа.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгиба

^:

Мпа;

Мпа,

Максимальное напряжение изгиба σ_Fmax при кратковременной перегрузке:

МПа,

МПа,

где σ_F1 =72 МПа и σ_F1 =76 МПа - см. п. 16.

С татическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия: