ID: 82368

Название работы: Расчёт и проектирование двуступенчатого редуктора

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Кинематическая схема привода. Определение мощности на ведущем валу и выбор электродвигателя. Определение общего передаточного числа. Основные параметры передачи. Выбор материалов. Допускаемые напряжения. Определение межосевого расстояния и расчёт тихоходной ступени. Геометрические параметры передачи.

Язык: Русский

Дата добавления: 2015-02-27

Размер файла: 53.88 KB

Работу скачали: 1 чел.

Федеральное агентство морского и речного транспорта

Федеральное государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

Волжская государственная академия водного транспорта

Расчёт и проектирование двуступенчатого редуктора

Расчётно-пояснительная записка к курсовой работе по ДМ

Выполнил:

Студент группы 322-ДСМ                                                           Глазов М.Ю

Проверила:                                                                                          Сидорова.О.В

Нижний Новгород

2014 год

Содержание

1.  Кинематическая схема привода.
2.  Определение мощности на ведущем валу и выбор электродвигателя.
3.  Определение общего передаточного числа.
4.  Основные параметры передачи.
5.  Выбор материалов.
6.  Допускаемые напряжения.
7.  Определение межосевого расстояния и расчёт тихоходной ступени.
8.  Геометрические параметры передачи.
9.  Расчёт передачи на выносливость зубьев при изгибе.
10.   Определение сил, действующих в зацеплении.
11.   Расчёт быстроходной ступени.
12.   Расчёт валов.
13.   Подшипники.
14.   Шпонки.
15.   Размеры элементов корпуса редуктора.

Список используемой литературы.  

14 техническое задание вариант 6

Исходные данные к расчетам:0

Q=50

=25м

D=500мм

S=400мм

=30 об/мин

W=2.5

1.Определение общего кпд механизма.

=·=0,96·0,96=0,92

1.  Определение мощности на ведущем валу и выбор электродвигателя.

= =8.4375 1/0.92 = 9.17 кВт.

=0.0027·(·w±Н) = 0.0027·50(25·2.5±0)=8.4375

– расчётная мощность двигателя.

В соответствии с ГОСТ 19 523 – 81 выбираем асинхронный трёхфазный электродвигатель типа АИР132М4 – 11 кВт, с частотой вращения   = 1447 об/мин.

 

3 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.

Um =  = 1447/30 = 48.2, где  =   = 30

= 1.25 = 1.25 = 8,7

Принимаем  = 9  в соответствии с ГОСТ 2144-76.

=  = 5,6.

Принимаем  = 5,6  в соответствии с ГОСТ 2144-76.

                  

4  Основные параметры передачи.

Вал	Р, кВт	n, об/мин	Т, Нм
Ведущий (электродвигатель)	= 11	= 1447	= 72,5
Промежуточный	= 10,56	=161	= 657,5
Ведомый	= 10,13	= 17,8	= 5434

=  = 11 0.95 = 10,56 кВт.

=  =10,56 0.96 = 10,13 кВт.

=  = 1447/9 = 160,7об/мин.

=  = 17.8об/мин.

= 9550  = 72,5Нм.

= 9550  = 627,5Нм.

= 9550  = 5434Нм.

1.  Выбор материалов.

Шестерня

Марка стали	Термическое улучшение	Твёрдость		Прочность, МПа
45	Нормализация	<222	-	730	390	-

Колесо

Марка стали	Твёрдость	Прочность, МПа
45	<222	730	390	-

6Допускаемые напряжения

6,1 Допускаемые напряжения на контактную прочность.

Усреднённое значение допускаемого напряжения для шестерни и колеса

= 0.45( ) = 0.45(445.5 + 445.5 ) =401 МПа.

Для шестерни:

=  = 490 1/1.1 = 445.5 МПа.

= 1.1 – коэффициент безопасности.

= 1.0 – коэффициент долговечности.

= 2 = 2 210  70 = 490 МПа.

Для колеса:

=  = 490 1/1.1 = 445.5 МПа.

= 2 = 2 210 + 70 = 490 МПа.

6,2 Допускаемые напряжения на изгибаемую прочность.

=  = 226,3 Мпа, где

= 1,75 – коэффициент безопасности.

= 1 – коэффициент долговечности.

= 1.8 = 1.8 220 = 396 МПа.

1.  Определение межосевого расстояния.

Из условия обеспечения контактной прочности в зубьях колеса определяем межосевое расстояние тихоходной ступени по формуле:

 = , где

– вспомогательный размерный коэффициент,  = 430(для косозубой передачи).

– передаточное отношение передачи.

– расчётный крутящий момент на ведомом валу.

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца ,.

= 0.4 (для косозубой передачи).

=  = 430 6,6 0.144 = 408.6мм.

В соответствии с ГОСТ 2185-66 принимаем  = 400 мм.

8 Геометрические параметры передачи.

8,1 Модуль зацепления.

= 0.4 =6,4мм.

В соответствии со стандартом СЭВ 310-76 принимаем  = 6 мм.

8.2 Суммарное число зубьев.

= 2 = 2 400 0.9848/6 =131.3≈132

Принимаем  =arccos(132·6/2·400)=arccos (0.99)=8.1.

Принимаем  = 132.

=  = 132/5,6 + 1 = 20

=  = 132-20 = 112.

= 112/20 = 5,6  - уточнённое значение передаточного отношения передачи.

Диаметр делительных окружностей:

=  = 620/0.99 = 121,2мм.

=  = 6 112/0.99 = 678.8мм.

Диаметр вершин:

=  = 121.2 + 2 6 =133,2мм.

=  = 678.8 + 2 6 =690.8 мм.

Диаметр впадин:

=  = 121.2 – 2.5 6 = 106,2мм.

=  = 678.8 – 2.5 6 = 663,2мм.

= +5;   =  = 0.4 400 = 160 ; = 160 + 5 = 165 - ширина зубчатого венца шестерни и колеса.

Окружная скорость в м/c 

V= πd1n1/6·10^4=3.14·121.2·1447/60000=9,17

9 Расчёт передачи на выносливость зубьев при изгибе.

Для косозубой передачи:

< =  = 4.2 Мпа< 226МПа.

Прочность на изгиб обеспечена.

Крутящий момент на шестерне:

= 0.59 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

=  = 1.3 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца.

= 1.26 – коэффициент влияния динамической нагрузки.

= 4.09;  = 1 –  = 1 –  = 0.942 – коэффициент наклона зубьев.

==0.59

ἐ==1.67

1.  Расчет на контактную выносливость

Кэффициент учитывающий влияние динамической нагрузки:

=1.16

bw= 150

1.  Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная составляющая силы:

= 2 627.5/121.2 = 10,35kН.

Осевая составляющая силы:

= tan = 10,35tan 8,1 = 1,47kН.

Радиальная составляющая силы:

10.35tan 20 = 4,04kН.

= 20 - угол зацепления.

Нормальная составляющая силы:

=  = 11,12 kН.

1.  Определение межосевого расстояния.

Из условия обеспечения контактной прочности в зубьях колеса определяем межосевое расстояние быстроходной ступени по формуле:

 = , где

– вспомогательный размерный коэффициент,  = 430(для косозубой передачи).

– передаточное отношение передачи.

– расчётный крутящий момент на ведомом валу.

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца ,.

= 0.4 (для косозубой передачи).

=  = 430 10 0.05 = 223.6мм.

В соответствии с ГОСТ 2185-66 принимаем  = 225 мм.

13 Геометрические параметры передачи.

13,1 Модуль зацепления.

= 0.4 =3,6.

В соответствии со стандартом СЭВ 310-76 принимаем  = 3,5 мм.

13.2 Суммарное число зубьев.

= 2 = 2 225 0.9848/3,5 =126.6≈127

Принимаем  =arccos(127·3.5/2·225)=arccos (0.99)=8.1.

Принимаем  = 127.

=  = 127/9 + 1 = 12.7≈13

=  = 127-13 = 114.

= 114/13 = 8.77  - уточнённое значение передаточного отношения передачи.

⌂U=·100=2.45%

Диаметр делительных окружностей:

=  = 3.513/0.99 = 45.9мм.

=  = 3.5 114/0.99 = 395мм.

Диаметр вершин:

=  = 45.9 + 2 3.5 =52.9мм.

=  = 395 + 2 3.5 =402 мм.

Диаметр впадин:

=  = 45.9 – 2.5 3.5 = 37.15мм.

=  = 395 – 2.5 3.5 = 386.25мм.

= +5;   =  = 0.4 225 = 90 ; = 90 + 5 = 95 - ширина зубчатого венца шестерни и колеса.

Окружная скорость в м/c 

V= πd1n1/6·10^4=3.14·45.9·1447/60000=3.48

14 Расчёт передачи на выносливость зубьев при изгибе.

Для косозубой передачи:

< =  = 44.9 Мпа< 226МПа.

Прочность на изгиб обеспечена.

Крутящий момент на шестерне:

= 0.62 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

=  = 1.62 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца.

= 1.047 – коэффициент влияния динамической нагрузки.

= 4.5;  = 1 –  = 1 –  = 0.942 – коэффициент наклона зубьев.

==0.62

ἐ==1.59

1.  Расчет на контактную выносливость

Кэффициент учитывающий влияние динамической нагрузки:

1+=1.064

bw= 87.5

1.  Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная составляющая силы:

= 2 72.5/45.9 = 3.15kН.

Осевая составляющая силы:

= tan = 3,15tan 8.1 = 0.44kН.

Радиальная составляющая силы:

3.15tan 20 = 1.23kН.

= 20 - угол зацепления.

Нормальная составляющая силы:

=  = 3.38 kН.

1.  Расчёт валов.

16.1. Выбор материалов.

50 ГОСТ 1050-60

16.2. Определение длины валов.

Длина ведущего вала :

.

где х = 10 мм,  = 75.

= = 102 мм.

мм.

Длина промежуточного вала:

144.5 мм.

где х = 10 мм,

= мм.

мм.

Длина ведомого вала

= 83.5+10+37.5=131мм

= 98.5 + 144.5 +131 = 374 мм.

Суммарные реакции:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

Суммарный момент:

Диаметр выходного конца вала:

=  =  = 102.8 мм.

Принимаем  = 108 мм.

Диаметр цапф под подшипниками принимаем  = 105 мм.

Диаметр вала под шестернёй увеличиваем на 2-3 мм и принимаем

Нормальные напряжения:

= 797447.2/130670 = 6.1 Мпа.

3.14/32 = 130670

Касательные напряжения для отнулевого цикла равны:

=  = 5434 1000/2 = 10.4 МПа.

= 3.14/16 = 261340.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой для стали 45 с переделов прочности менее 700 МПа.

; 1.5.

Масштабные факторы:

= 0.74.

Коэффициенты асимметрии цикла для среднеуглеродистых сталей:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

= =  = 20.8 .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

=   =  = 6.88.

Общий коэффициент запаса прочности:

S = [S]

где S – расчётный коэффициент запаса прочности.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

=

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

.

=  = -979 Н.

.

=  = 1831.4Н.

Суммарные реакции:

=  = 6025 Н.

=  =  = 10042 Н.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

=  = 5945 98.5 =582582.5  H .

=  = 9874.2 131 = 1293494 H .

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

=  = -979  98.5 = -96431 H .

=  –  = -1831.1 (144.5+131) – 1470 121/2 – 4040144.5 = -8680  H.

=  –  = 979 (98.5 + 144.5) – 440 395/2 + 1230144.5 = 328732 Н мм.

=  = 1831 131 = 239861H .

Суммарный момент:

=  =  = 590775 Н мм.

=  =  = 1334612.9 Н  мм.

В дальнейшем принимаем  наибольшее значение изгибающего момента:

М = 1334612  Н  м.

Диметр вала в месте посадки тихоходной ступени (сечение II):

d ≥  =  = 49.98 мм.

Принимаем d = 56 мм.

Диаметр цапф под подшипниками принимаем   = 55 мм.

Проверка усталостной прочности вала:

Нормальные напряжения:

=1334612.9 /17232 = 77.5 мПа.

= 3.14 /32 = 17232 .

Касательные напряжения для отнулевого цикла:

= 627.5 /2  = 9.1мПа.

= 3.14 /16 = 34444.6 .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

=  =  = 1.34

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

=   =  = 7.8.

Общий коэффициент запаса прочности:

S = [S] = 2.5.

Прочность и жёсткость не обеспечены. Увеличиваем диаметр вала до 75 мм и повторяем расчёт:

= 3.14 /32 = 50240.

= 3.14 /16 = 100480.

= 2201229.1/50240 = 44 мПа.

= 2432.5 /2 100480 = 12 мПа.

=  =  = 2.5.

=   =  = 14.52.

S =  [S] = 2.5.

Прочность и жёсткость обеспечены.

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

.

=  = 770 Н.

.

=  = 404 Н.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

==1103.6H

==2046H

Суммарные реакции:

=  = 2186.4 Н.

=  =  = 1174.7Н.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

=  = 2046 131 =268026H.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

=  = 770131 = 100870H .

= = - 404  243= - 98172  H.

Суммарный момент:

=  =  =285439 Н м.

Диметр выходного конца вала:

≥  =  =24 мм.

Принимаем = 28 мм.

Диаметр цапф под подшипниками принимаем  = 35 мм.

Диаметр вала под шестернёй увеличиваем на 2-3 мм и принимаем d = 36.

Нормальные напряжения:

= 285439/4578 = 62.3 мПа.

= 3.14 /32 = 4578.

Касательные напряжения для отнулевого цикла:

= 72.5/2 9156 = 3.95 мПа.

= 3.14 /16 = 9156.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

=  =  = 2.1.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

=   =  = 18.1.

Общий коэффициент запаса прочности:

S =  [S] = 2.5.

Прочность и жёсткость обеспечены.

17.Подшипники

Ведущий вал.

В соответствии с ГОСТ 831-75 выбираем подшипники шариковые радикально-упорные однорядные типа 307 с размерами:

d = 35 мм.

33200 H.

18000 H, где

- базовая динамическая радиальная грузоподъёмность.

- базовая динамическая статическая грузоподъёмность.

Требуемая долговечность подшипника (млн.оборотов) связана со сроком его службы:

, где

- частота вращения подшипника, .

- требуемый срок службы подшипника, ч.

Для шариковых радиально-упорных подшипников:

.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка  для шариковых радиально-упорных подшипников определяется по формуле:

, где

- коэффициент радиальной нагрузки.

– коэффициент вращения, V = 1.

– радиальная нагрузка на подшипник.

- коэффициент осевой нагрузки.

- осевая нагрузка на подшипник.

0.081.

1.25

.

Принимаем Х= 0.56 и Y=1.55.

.

1355.

.

Значение = 15607ч. отвечает требуемой долговечности.

Промежуточный вал.

В соответствии с ГОСТ 831-75 выбираем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные типа 311 с размерами:

d = 55 мм.

71500 H.

41500 H.

0.035.

0.147.

Принимаем X=0.56 и Y= 1.71.

 678.4 ч.

Значение = 70358.9 ч. отвечает требуемой долговечности.

Ведомый вал.

В соответствии с ГОСТ – 831-75 выбираем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные типа 321 с размерами:  

d = 105 мм.

182000 H.

143000 H.

0.01.

 0.18

Принимаем X= 0.56 и Y= 2.3.

48228ч.

Значение = ч. отвечает требуемой долговечности.

18.Шпонки.

Для диаметра вала d = 28 мм. По ГОСТ 23360-78 выбираем размеры сечений призматических шпонок:

b = 28 мм.

h = 7 мм.

= 4 мм.

.

= l – p = 172мм.

– расчётная длина шпонки.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки [] = 70 – 100 мПа, проверим её прочность:

=  = 10.5 мПа, что удовлетворительно, так как  [] = 70 – 100 мПа.

Для диаметра вала d = 56 мм. По ГОСТ 23360-78 выбираем размеры сечений призматических шпонок:

b = 16 мм.

h = 10 мм.

= 6 мм.

= l – p = = 164 мм.

– расчётная длина шпонки.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки [] = 70 – 100 мПа, проверим её прочность:

=  = 34.2 мПа, что удовлетворительно, так как  [] = 70 – 100 мПа.

Для диаметра вала d = 110 мм. По ГОСТ 23360-78 выбираем размеры сечений призматических шпонок:

b = 32 мм.

h = 18 мм.

= 11 мм.

= 7.4 мм.

= l – p = 153мм.

– расчётная длина шпонки.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки [] = 70 – 100 мПа, проверим её прочность:

=  = 96.5 мПа, что удовлетворительно, так как  [] = 70 – 100 мПа.

  19.Размеры элементов корпуса редуктора.

Толщина стенки основания корпуса, мм:

= 1.8 ≥ .

= 1.8 = 86.5 > 6.

Принимаем  = 16.

Крышки корпуса:

= 0.9  6.

= 0.9  86 = 72 > 6