Пояснительная записка курсовая детали машин. Санктпетербургский государственный морской технический университет

• Название: Санктпетербургский государственный морской технический университет
• Анкор: Пояснительная записка курсовая детали машин
• Дата: 19.01.2022
• Размер: 1.89 Mb.
• Имя файла: Poyasnitelnaya_zapika_Gribanov_A_V.docx
• Тип: Пояснительная записка; #336081
• страница: 1 из 4

Министерство общего и профессионального образования РФ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Деталей машин и подъемно-транспортных механизмов»

Редуктор цилиндрический

Пояснительная записка
5370.КП.10.00ПЗ

Студент группы 5370 _{(подпись ,дата)} Грибанов А.В.

Преподаватель _{(подпись ,дата)} Пазилова У.А.

Санкт-Петербург

2021 г.

Индивидуальное задание вариант10

Рис. 1

Спроектировать одноступенчатый редуктор (рис. 1) по индивидуальным исходным данным: мощность на выходном валу =2.9 кВт, передаточное отношение редуктора u=-4, частота вращения входного вала =1000 об/мин. Нагрузка постоянная. Время эксплуатации tэкспл=10000 часов. Предусмотреть возможность изменения направления вращения зубчатых колес (реверс).

1. Расчет редуктора
1.1. Кинематический расчет редуктора

1. 
   Расчет угловой скорость вращения входного вала по заданной частоте вращения :
   

2. 
   Угловая скорость вращения и частота вращения выходного вала,:
   

(1)


1.2. Силовой расчет редуктора
1. Мощность на входном валу редуктора:

,

где – коэффициент полезного действия зубчатой цилиндрической передачи.

2. Вращающие моменты на входном и выходном валах редуктора:

, (2)

(3)




2. Расчет зубчатой передачи редуктора
2.1. Выбор материала зубчатых колес
Выберем в качестве материала ст45 со следующими параметрами:

Для колеса- 235 НВ, предел текучести

Для шестерни- 269 НВ,
2.2. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
2.2.1. Определение допускаемых контактных напряжений
1. Число циклов N₂ нагружения зуба колеса:
N₂ = 60n₂c t_экспл =60167110000=1010⁷.циклов.
2. Коэффициент долговечности :

N₂ =1010⁷ > . 210⁷,
где =210⁷ циклов – это базовое число циклов по контактным напряжениям для стали 45, следовательно

=1. (4)
3. Предел выносливости, выбрав из табл твердость 235 для зубьев колеса:

= (2НВ+70)=(2235+70)=540 МПа. (5)
4. Получаем допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса


5. Повтор расчета допускаемого контактного напряжения для зубьев шестерни, учитывая следующее:

а) так как n₁=1000 об/мин > n₂=250 об/мин, то
_N1> N₂, но N₂> (см. пункт 2)
_отсюда N₁> _,
следовательно =1;
б) Назначим твердость 269 зубьев шестерни (выше, чем твердость зубьев колеса), таким образом:

= (2НВ+70)=(2269+70)=608 МПа,


6. Окончательно выбираем меньшее из двух значений
(6)
2.2.2. Определение допускаемых изгибных напряжений
1. Коэффициент долговечности для колеса , учитывая число циклов нагружения зуба колеса

N₂ =1010⁷ > .=410⁶,
где =410⁶ циклов – это базовое число циклов по изгибным напряжениям для стали 45, следовательно, коэффициент долговечности
=1. (7)
2. Предел изгибной выносливости
^. (8)
^{3. Допускаемое изгибное напряжение для зубьев колеса}
, ⁽⁹⁾

где коэффициент = 1, так как по исходным данным нет реверса.

4. Повторим расчет допускаемого изгибного напряжения для зубьев шестерни с твердостью 269, учитывая, что

N₁> N₂> ,

отсюда =1;

таким образом:

,


2.3. Геометрический расчет зубчатых колес
В результате геометрического расчета прямозубых цилиндрических колес (без смещения) определим следующие их параметры (рис. 2): межосевое расстояние , модуль зубьев m, числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂, делительные диаметры шестерни и колеса , диаметры окружности вершин и , диаметры окружности впадин и , ширина венцов колеса и шестерни .


Рис. 2
1. Предварительный расчет межосевого расстояния ,выбрав коэффициент ширины колеса =0,4; полагая, что зубчатая пара расположена симметрично опорам ( =1,3); момент -166.7 мм, допускаемое напряжение - 491 МПа; передаточное число u=4:


2. Предварительный расчет делительного диаметра шестерни

3. Зададим число зубьев шестерни из диапазона 18....30:
.

Подберем из стандарта (табл. 2) величину модуля зубьев, для этого предварительно рассчитаем


Таблица 2.

m, мм

1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 7.

Из таблицы

_{m= 2 мм} (11)
5. Число зубьев сопряженного колеса

6. Расчет геометрических параметров проектируемой передачи при

модуле зубьев m=2 мм,

числах зубьев шестерни z₁=20 и колеса z₂=120:
(12)

, (13)

(14)

(15)
ширину венца шестерни назначаем больше ширины венца колеса с целью облегчения сборки механизма.

На рис. 3 проставим рассчитанные геометрические параметры зубчатой пары:

a_w, d₁, d₂, d_a1, d_a2, b₁, b₂.




44

40

244

240

56

62

140
Рис. 3

(Конструкции зубчатых колес и корпуса показаны условно (см. [5]))

3. Эскизная компоновка механизма
3.1. Предварительный расчет валов.

Выбор диаметров ступеней
1. Расчет минимальных диаметров входного вала, используя условие прочности на кручение и назначив допускаемое напряжение =30 МПа; момент =28.8 Нмм:



2. Для заданной конструкции входного вала, назначим минимальный диаметр 17 мм, диаметр вала в месте установки подшипников (диаметр цапфы) 25 мм, высота заплечиков h=3,5 мм, следовательно, диаметр вала 32 мм. Выбранные размеры входного вала нанесены на рис. 3, а.

3. Расчет минимального диаметра выходного вала, используя условие прочности на кручение и назначив допускаемое напряжение =40 МПа, момент =166.7Нмм:



4. Для заданной конструкции выходного вала (рис. 3), назначим минимальный диаметр 28 мм, диаметр цапфы 35 мм, высота заплечиков h3,5 мм, поэтому диаметр вала под колесом 42мм, диаметр буртика 44 мм. Выбранные размеры выходного вала нанесем на рис. 3, а.
3.2. Подбор подшипников
Учитывая, что колеса прямозубые, предварительно подберем радиальные шарикоподшипники из ГОСТ 8338-75 (рис. 4) по диаметру цапф.

1. Диаметр цапф входного вала равен 25 мм.

2. Диаметр цапф выходного вала равен 35 мм.

На рис. 3, б нанесены габаритные размеры подшипников легкой серии.


Рис. 3, а



Рис. 3, б


3.3. Подбор шпонок и конструирование колес
Стандартные шпонки подберем по диаметру вала из ГОСТ 23360-78 в месте установки по шпонке зубчатого колеса или полумуфты:

- =17 мм (рис. 3,б) – шпонка 1,

- =28 мм (рис. 3,б) – шпонка 2,

- =42 мм (рис. 3, б) – шпонка 3.

От длины шпонки зависит длина ступицы колеса l_с.

Длина шпонки со скругленными краями (рис. 7)
, (16)

где определяется из условий прочности на срез и смятие, – ширина шпонки

Длина ступицы

, (17)

- если ширина венца колеса то принимают

, (18)

конструкция колеса упрощается (рис. 8);

- если, как на рис. 7, ширина венца колеса то принимают конструкцию колеса по рис. 7, назначая диаметр ступицы



Рис. 7

1. 
   Для шпонки 1 допускаемое напряжение =100 МПа:
   

Из двух значений и выбираем наибольшее, то есть , окончательная длина шпонки 1 :
,
.

2. Для шпонки 2 допускаемое напряжение =100 МПа:


Из двух значений и выбираем наибольшее, округлив до целого числа, то есть , окончательная длина шпонки 2
.
3. Для шпонки 3 допускаемое напряжение =100 МПа:


Из двух значений и выбираем наибольшее, округлив до целого числа, то есть

.

Длина ступицы

4. Ширина венца колеса меньше, чем длина ступицы поэтому принимаем