Конструирование двухступенчатого цилиндрического редуктора - Курсовая работа

Кинематическая схема редуктора и режим нагружения приведены на рисунках 1.1 и 1.2 В данном курсовом проекте спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор по соосной горизонтальной схеме. Редуктор предназначен для передачи 11 КВТ мощности, обеспечивает на выходе момент 750 Н•м при частоте 105 об/мин, при этом ресурс должен быть не менее 12000 часов. Корпус выполнен разъемным по осям валов, состоит из основания и крышки. Корпуса отливается из чугуна СЧ15 по ГОСТ 1412-79.Основной корпус и крышку фиксируют относительно друг друга болтами и цилиндрическими штифтами, установленными без зазора.Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения. Потребляемую мощность PT (КВТ) на выходном валу редуктора по крутящему моменту ТТ (Н·м) и частоте вращения NT (мин-1) определяют по формуле: (2.1.1) Коэффициент полезного действия двухступенчатого редуктора определяют с учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи /2, стр 7, табл.После выбора двигателя становятся известны его мощность РД.Н. и частота вращения NД.Н. при номинальной нагрузке.Частота вращения шестерни быстроходной ступени: . Определим крутящие моменты, действующие на валы редуктора.Для зубчатых колес проектируемого редуктора в связи с большим значением вращающего момента Т2Т = 757,58 Н·м и с целью уменьшения габаритов редуктора принимаем низколегированную сталь марки 40Х (одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применяют улучшение и закалку ТВЧ /2, стр 12, табл 2.1/.Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете ведется по формуле: (3.2.1) Наименование параметров уравнения (3.1) и рекомендации по определению их значений: a) ?HLIM предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений /2/: (3.2.2) б) SH - минимальный коэффициент запаса прочности; SH1 = SH2 = 1,2 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением) в) ZN - коэффициент долговечности /1/ , (3.2.3) где NHLIM-базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев Эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE при ступенчатой циклограмме нагружения (Рис. По формуле (3.2.6) найдем эквивалентное число циклов перемены напряжений: Для шестерни тихоходной передачи: .Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяют по формуле: (3.3.1) Наименование параметров уравнения (3.3.1) и определение их значений: а) предел выносливости зубьев при изгибе ?F lim b1 = ?F lim b2 = 600МПА б) SF-коэффициент запаса прочности; SF1 = SF2 = 1,75 для зубчатых колес с поверхностным упрочнением в) коэффициент долговечности YN определяют по формуле: (3.3.2) где NFLIM1 = NFLIM2 = 4·10 6 - базовое число циклов напряжений; NFE - эквивалентное число циклов напряжений. Учитывая циклограмму нагружения (рисунок 2) и принимая QF=9 /1/, по формуле (3.3.3) найдем эквивалентное число циклов напряжений: Для шестерни тихоходной передачи: .С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно прежде всего, определить межосевое расстояние AWT и модуль МТ.Значение межосевого расстояния: (3.4.1.1) где Ka = 495 - для прямозубых колес; ?ba = 0,25 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния /1/; [?H]Т = 1058 МПА; KHB, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес.Максимально допустимый модуль MMAXT, мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания: (3.4.2.1) Минимально допустимый модуль MMINT, мм определяют из условия прочности: (3.4.2.2) где Km = 5,6·10 3 для прямозубых передач; [?F]Т = 342,86 МПА; T2Т = 757,58 H · м.;Округляем значение в ближайшую сторону до целого и принимаем z1T=20.Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т.е.: .Делительные и начальные диаметры рассчитываются по формуле: Для шестерни: (3.4.5.2) Диаметр окружности вершин зубьев: (3.4.5.4) Диаметр окружности впадин зубьев: (3.4.5.6) Определение ширины зубчатого венца колеса: (3.4.5.8)Окружная сила: .Расчетное значение контактного напряжения: (3.5.1) где: - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес . коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса: .(3.6.2) где: =1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку;Методика расчета аналогична ранее рассмотренному проектировочному расчету тихоходной передачи.Коэффициент ширины зубчатых колес ?ba определяют по формуле : (3.7.1.2) где KH? = 1,2; Ka = 495; UБ = 4,64; T2Т = 265,62 Н·м; [?H]Б = 1058 МПА.Подставляя значения в формулу (3.7.3.2) получим: (3.7.2.3) принимаемПолученное значение должно быть целым, что позволяет точно выдержать межосевое расстояние без нарезания зубчатых колес со смещением.Отклонен

Содержание

1. Исходные данные

2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора

2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора

3. Расчет зубчатых колес

3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес

3.2 Допускаемые контактные напряжения

3.3 Допускаемые изгибные напряжения

3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи

3.4.1 Определение межосевого расстояния

3.4.2 Назначение модуля передачи

3.4.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса

3.4.4 Уточнение передаточного числа

3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

3.4.6 Определение сил в зацеплении

3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям

3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба

3.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи

3.7.1 Определение межосевого расстояния

3.7.2 Назначение модуля быстроходной передачи

3.7.3 Определение чисел зубьев быстроходной передачи

3.7.4 Уточнение передаточного числа

3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

3.7.6 Определение сил в зацеплении

4. Разработка эскизного проекта

4.1 Диаметры валов и выбор подшипников

4.2 Соединения вал-ступица

4.3 Конструкция элементов зубчатых колес

4.4 Смазывание, смазочные устройства и уплотнения

4.5 Компоновка редуктора. Конструирование корпуса

5. Проверочный расчет промежуточного вала

5.1 Исходные данные, выбор расчетной схемы вала

5.2 Определение опорных реакций, изгибающих и крутящих моментов

5.3 Проверка вала на статическую прочность

5.3.1 Для сечения 1 - 1: сечение вала со шпоночным пазом

5.3.2 Для сечения 2 - 2: ступенчатый переход с галтелью

5.4 Проверка промежуточного вала на усталостную прочность

5.4.1 Для сечения 1 - 1: сечение вала с шпоночным пазом

5.4.2 Для сечения 2-2: ступенчатый переход с галтелью

6. Расчет подшипников промежуточного вала на долговечность

6.1 Исходные данные

6.2 Расчет подшипников

Список литературы

1. Исходные данные

1. Проектирование цилиндрических зубчатых редукторов. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» /Уфимский государственный авиационный технический университет, Сост.: В. К. Итбаев, Л. Н. Тархов, А.В Зырянов - Уфа, 2009.-53с.;

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия»., 2004 - 496 с.

3. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1/Б. А. Богачев, А. В. Буланже и др.; Под общ ред. д-ра техн. Наук проф. Д. Н. Решетова.-5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992.-352 с: ил.

4. Расчет валов цилиндрических редукторов на статическую и усталостную прочность: Методические указания к курсовому проектированию / Уфимский государственный авиационный технический университет; Сост.: Л.Н. Тархов, В.К. Итбаев, А.В. Зырянов. - Уфа, 2008. - 62с.

Размещено на