Расчёт и проектирование одноступенчатого редуктора

• Название: Расчёт и проектирование одноступенчатого редуктора
• Дата: 17.02.2023
• Размер: 273.69 Kb.
• Имя файла: Poyasnitelnaya_zapiska (2).docx
• Тип: Пояснительная записка; #941797
• страница: 1 из 2

Министерство науки и высшего образования

Российской Федерации

Курский государственный университет

Индустриально-педагогический факультет

Кафедра общетехнических дисциплин и безопасности жизнедеятельности


Направление подготовки: 43.03.01

Направленность (профиль): Сервис

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по деталям машин

Тема: расчёт и проектирование одноступенчатого редуктора

Вариант №87

Выполнил: студент гр. 44 Ясыров Николай Дмитриевич

Руководитель проекта:

доцент кафедры ОТД и БЖ Костин Н.А.

Допустить к защите_______________________________

Проект принят с оценкой __________________

Курск - 2021

Задание и исходные данные

№ варианта	№ рисунка	Р, кВт	n, об/ мин.
87	6	2,5	60

Содержание

Введение3

4

6

9

14

16

17

18

18

20

22

22

24

26

28

28

29

30

32

33

34

Введение

Привод - устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач).

Двигатель служит для сообщения системе энергии (крутящего момента).

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для пере-дачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания.

В рамках данного курсового проекта рассмотрены расчеты и проектирование цилиндрического косозубого редуктора.

Основной целью является приобретение опыта в проектировании объектов приборостроения. Знания и опыт, приобретённые в процессе проектирования, являются основой для дальнейшей конструкторской работы.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По табл. 1.1 [2] прием:

КПД ременной передачи КПД пары цилиндрических зубчатых колес коэффициент муфты коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качания,

Общий КПД привода



Требуемая мощность электродвигателя:



В таблице. П.1 по требуемой мощности с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и ременной передачи (возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора и для ременной передачи , , выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6УЗ:

P_дв. = 3 кВт;

n_с = 1000 об/мин;

S = 4,7 %;

d_дв. = 32 мм. [2, с.390, табл. П1, П2]

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя:



Угловая скорость:



Действительное передаточное число привода:



где - частота вращения выходного вала.

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода . Принимаем окончательно передаточное число закрытой цилиндрической передачи по ГОСТ 2185-66 , тогда передаточное число открытой ременной передачи:



что входит в рекомендуемые пределы.

Частоты вращения валов:





Угловые скорости валов:





Вращающие моменты:

- на валу двигателя:



- на валу шестерни:



- на валу колеса:




2 Расчет открытой ременной передачи
Исходные данные:

Передаваемая мощность -

Частота вращения ведущего (меньшего) шкива -

Вращающий момент -

Передаточное отношение - u


Рисунок 2.1 - Схема ременной передачи
По номограмме в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение ремня А [2, рис.7.3, с.134].

Диаметр меньшего шкива [2, с.130]:



Принимаем из стандартного ряда

Диаметр большего шкива [2, с.120]:



где - коэффициент скольжения ремня, [2, с.120].

Принимаем из стандартного ряда

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного [2, с.130]:







Условие выполняется.

Межосевое расстояние следует принимать в интервале [2, с.130]:



где - высота сечения ремня, [2, табл. 7.7, с.131].



Принимаем предварительно близкое значение

Расчетная длина ремня [2, с.121]:





Принимаем ближайшее значение [2, табл. 7.7, с.131].

Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня



где



Тогда:



При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива [2, с.131]:



Необходимое для передачи заданной мощности число ремней [2, с.135]:



где - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, [2, табл., 7,8, с.132];

- коэффициент режима работы, [2, табл., 7.10, с.136];

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, [2, табл., 7.9, с.135];

– коэффициент влияния угла обхвата, [2, с.135];

- коэффициент, учитывающий число ремней, [2, с.135].

Принимаем .

Натяжение ветви клинового ремня [2, с.136]:



где - расчетная скорость ремня [2, с.121]:



- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для выбранного сечения ремня [2, с.136].
Сила, действующая на валы [2, с.136]:



Ширина шкивов:


Максимальное напряжение в сечении ремня [2, с.123]:



где – предел выносливости, для резинотканевых и кожаных ремней [2, с.124].

Напряжение от растяжения [2, с.123]:



где - натяжение ведущей ветви:



где - окружная сила в ременной передаче:



Напряжение от изгиба ремня [2, с.123]:



где – для кожаных и резинотканевых ремней, принимаем .

Напряжение от центробежной силы [2, с.123]:



где - плотность ремня.

Максимальное напряжение в сечении ремня [2, с.123]:



Условие выполнено.

Рабочий ресурс ремней [2, с.136]:



где - базовое число циклов. Для выбранного сечения ремня [2, с.136];

- предел выносливости (для клиновых ремней [2, с.139];

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения



- при постоянной нагрузке.

Тогда:





3 Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы со средними характеристиками [2, табл.3.3, с.34]:

- шестерня - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость - НВ230;

- колесо - сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость - НВ210.

Допускаемое контактное напряжение [2, с. 33]:



где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов [2, табл. 3.2, с.34]:







- коэффициент долговечности, принимаем [2, с. 33];

- коэффициент безопасности, принимаем [2, с. 33].





Для косозубых передач расчетное допускаемое контактное напряжение [2, с. 35]:



при выполнении условия:



где - меньшее из двух значений





Условие выполняется, принимаем

Допускаемое напряжение на изгиб [2, с.43]:



где - предел выносливости.

По табл. 3.9 [2, с.44] для стали 45 улучшенной при твердости

- для шестерни: ;

- для колеса

- коэффициент безопасности:



где [2, табл. 3.9, с.44];

(для поковок и штамповок) [2, с.44].


Межосевое расстояние передачи [2, с. 32]:



где - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач ;

- вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем [2, с.32, табл. 3.1];

- коэффициент ширины венца колеса, принимаем [2, с. 36];

- допускаемое контактное напряжение.



Принимаем по ГОСТ 2185-66 .

Определяем нормальный модуль [2, с. 36]:



Принимаем по ГОСТ 9563-60 [2, с.36].

Принимаем предварительно

Определяем суммарное число зубьев:



Определяем числа зубьев шестерни и колеса:



Принимаем



Принимаем .

Фактическое передаточное число [2, с. 37]:



Отношение фактического передаточного числа от номинального:





Условие выполняется.

Уточненное значение угла наклона зубьев:





Делительные диаметры шестерни и колеса [2, c. 37]:





Проверка:



Диаметр окружности вершин зубьев [2, c. 45]:





Диаметр окружности впадин зубьев [2, c. 45]





Ширина колеса:



Принимаем .

Ширина шестерни:



Принимаем .
Силы, действующие в зацеплении [2, с.158]:

- окружная сила:



- радиальная сила:



- осевая сила:


Окружная скорость [2, с. 32]:



При данной скорости назначаем степень точности - 8 [2, с. 32].

Условие прочности по контактным напряжениям [2, с. 31]:



где - коэффициент нагрузки:



- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Принимаем в зависимости от окружной скорости и степени точности K_Hα=1,06 [2, c. 39, табл. 3.4];

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:



Принимаем [2, табл. 3.5, с.39].

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, принимаем [2, табл. 3.6, с.40].

Сделав подстановку, получим:



Отклонение действительного контактного напряжения от расчетного допускаемого:



что удовлетворяет условию, т.к. перегрузка по контактным напряжениям допускается до 5%, а недогрузка 10%.
Условие прочности по напряжениям изгиба [2, с.46]:



где - коэффициент нагрузки:



где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [2, табл. 3.7, с.43]:



- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [2, табл. 3.8, с.43]:



- коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и колеса и зависящий от эквивалентного числа зубьев [2, с.46]:





Таким образом: , [2, с.42].
- коэффициент, учитывающий наклон зуба [2, с.46]:



- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2, с.47]:



где - коэффициент торцового перекрытия, принимаем [2, с.47].

Определим менее прочное звено:



Менее прочное звено передачи - шестерня, так как указанное отношение получилось меньше. Исходя из этого, проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе проводим для менее прочного звена.

Проверяем прочность зуба колеса:



Условие прочности выполнено.