Название: Разработка двухступенчатого редуктора

Вид работы: курсовая работа

Рубрика: Промышленность и производство

Размер файла: 231.14 Kb

Скачать файл: referat.me-300963.docx

Краткое описание работы: Проектирование передачи из условия равенства диаметров ведомых колес 1-ой и 2-ой передач. Разработка для вала муфты с винтовыми цилиндрическими пружинами, алгоритма и программы расчета выбора двигателя. Расчет запаса прочности валов, смазки зацепления.

Разработка двухступенчатого редуктора

Курсовой проект на тему:

«Разработка двухступенчатого редуктора»

Введение

Курсовой проект по деталям машин является первой самостоятельной конструкторской работой. При её выполнении закрепляются знания по курсу «Детали машин». Развивается умение пользоваться справочной литературой.

В соответствии с программой объема курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного момента, а также цилиндрические и конические передачи.

При проектировании редуктора находят практическое применение такие важные сведения из курса, как расчет на контактную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, массы, посадок, параметры шероховатостей поверхности и т.д.

Целью данного задания является спроектировать передачи из условия равенства диаметров ведомых колес 1-ой и 2-ой передач, спроектировать для выходного вала муфту с винтовыми цилиндрическими пружинами, разработать алгоритм и программу расчета выбора двигателя.

Схема привода

График нагрузки

Дано

Шаг цепи эскалатора: Р = 101,8 мм.

Угол наклона к горизонту α = 30°

Производительность W = 500 человек/ч

Скорость движения V = 0,5 м/с

Длина эскалатора L = 10 м

Число зубьев ведущей звездочки Z = 8

Коэффициент сопротивления передвижению C = 0,7

Коэффициент использования суточный Кс = 0,4

Коэффициент использования годовой Кг = 0,4

Кинематический расчет

Определение входной мощности

H=sinα·L = м

Частота вращения выходного вала

Определяем общее передаточное отношение

: принимаем U₁ =5.5

Определяем частоту вращения промежуточного вала

Определение мощности

,

Определение крутящего момента

Выбираем двигатель на 2.2кВт

P (кВт)	T (Н*м)	n (об/мин)	U
1	1.775	18	950	5.5	0.97
2	1.722	95.2	172.7	4.5	0.97
3	1.67	433.4	36.8	25.8	0.941

Расчет прямозубой передачи

Выбор материала

Шестерня – сталь 40ХН, термообработка, улучшение НВ = 300

Колесо – сталь 40ХН, термообработка, улучшение НВ = 290.

Срок службы –

Расчет шестерни

S_H = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении

z_R = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса

z_V = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости

Определяем коэффициент долговечности

, берем 1

Расчет колеса

S_H = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении

z_R = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса

z_V = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости

Определяем коэффициент долговечности

, берем 1

Расчет косозубой передачи

Выбор материала

Шестерня – HRC=45, сталь 40ХH, HB=430

Колесо – сталь 40Х, НВ = 200.

Срок службы –

Расчет шестерни

S_H = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении

z_R = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса

z_V = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости

Определяем коэффициент долговечности

, берем 1

Расчет колеса

S_H = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении

z_R = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса

z_V = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости

Определяем коэффициент долговечности

, берем 1

372 МПа < 511 МПа < 639 МПа

Расчет размеров прямозубой передачи

Кн = 1.4 – коэффициент нагрузки

- коэффициент зубчатого колеса

Ка = 450

Межосевое расстояние:

a_W принимаем = 160 (мм) из числа стандартных длин

Выбираем нормальный модуль

, принимаем m = 2.

Определяем количество зубьев на шестерне и колесе

; .

Определяем делительный диаметр

;

,

Диаметр выступов

;

Диаметры впадин

;

Ширина колеса

Окружная скорость

Проверочный расчет

Коэффициенты нагрузки

Где коэффициенты внутренней динамической нагрузки

коэффициенты концентрирования напряжения

коэффициенты распределения нагрузки между зубьями

Проверка по контактным напряжениям

коэффициент металла для стали = 190

коэффициент учета сумарной длины контактных линий = 2,5

Расчет размеров косозубой передачи

Кн = 1.3 – коэффициент нагрузки

- коэффициент зубчатого колеса

Ка = 410

Межосевое расстояние:

a_W принимаем = 100 из числа стандартных длин

Выбираем нормальный модуль

, принимаем m = 1.25

Определяем количество зубьев на шестерне и колесе

; .

Принимаем количество зубьев z₁ = 30, z₂ = 165

Определяем делительный диаметр

;

Диаметр выступов

;

Диаметры впадин

;

Ширина колеса

;

Окружная скорость

Проверочный расчет

Коэффициенты нагрузки

Где коэффициенты внутренней динамической нагрузки

коэффициенты концентрирования напряжения

коэффициенты распределения нагрузки между зубьями

Проверка по контактным напряжениям

коэффициент металла для стали = 190

коэффициент учета суммарной длины контактных линий = 2,42

Проверка по усталостным напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение изгиба для косозубой передачи

Y_R = 1 – коэффициент шероховатости

Y_A = 1

принимаем = 1.

, m =6 – для улучшенных сталей, m = 9 – для закаленных сталей.

- число циклов

берем ;

берем ;

Для шестерни

Для колеса

Допускаемое напряжение изгиба для прямозубой передачи

Y_R = 1 – коэффициент шероховатости

Y_A = 1

принимаем = 1.

, m =6 – для улучшенных сталей, m = 9 – для закаленных сталей.

- число циклов

берем ;

берем ;

Для шестерни

Для колеса

Рабочие напряжения изгиба для колеса прямозубой передачи

-коэффициент формы зуба

– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении

– коэффициент угла наклона

; ; b = 50,4 мм; m = 2;

Проверка на контактную статическую прочность

Проверка изгибной статической прочности

Рабочие напряжения изгиба для шестерни прямозубой передачи

-коэффициент формы зуба

– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении

– коэффициент угла наклона

; ; b = 50,4 мм; m = 2;

Проверка на контактную статическую прочность

Проверка изгибной статической прочности

Рабочие напряжения изгиба для колеса косозубой передачи

-коэффициент формы зуба

– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении

– коэффициент угла наклона

; ; b = 31,5 мм; m =1.25; х=0

Проверка на контактную статическую прочность

Проверка изгибной статической прочности

Рабочие напряжения изгиба для шестерни косозубой передачи

-коэффициент формы зуба

– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении

– коэффициент угла наклона

; ; b= 31,5 мм; m =1.25; х=0

Проверка на контактную статическую прочность

Проверка изгибной статической прочности

Ориентировочный расчет валов

Диаметр вала определим в зависимости от крутящего момента и напряжений вала при кручении

Для быстроходного вала:

Выбираем диаметр вала d=22 мм

Для промежуточного вала:

Выбираем диаметр вала d=30 мм

Для тихоходного вала:

Выбираем диаметр вала d=50 мм

Расчет валов

Быстроходный вал

окружное усилие на шестерне

Осевая сила на шестерне

В плоскости ZoY

В плоскости XoY

В т. С

В т. А

В т. D

В т. D

В т. B

Промежуточный вал

окружное усилие на колесе

Окружное усилие на шестерне

Осевая сила на колесе

В плоскости ZoY

В плоскости XoY

;

;;

;;

;

;

;;

В т. С

В т. А В т. B

В т. D

В т. С

Тихоходный вал

окружное усилие на шестерне

В плоскости ZoY

В плоскости XoY

В т. С

В т. А

В т. D

В т. B

Расчёт подшипников

Быстроходный вал в точке А

d=25; D=62; B=17; C=22500; C₀ =11400

; ;

;

Быстроходный вал в точке B

d=25; D=52; B=15; C=14000; C₀ =6950

; ;

;

Промежуточный вал в точке А

d=30; D=62; B=16; C=19500; C₀ =10000

; ;

;

Промежуточный вал в точке В

d=30; D=62; B=16; C=19500; C₀ =10000

; ;

;

Тихоходный вал в точке А

d=50; D=90; B=20; C=35100; C₀ =19800

; ;

;

Тихоходный вал в точке В

d=50; D=90; B=20; C=35100; C₀ =19800

; ;

;