Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Одесский национальный морской университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Курсова ТММ і ДМ.docx

Скачиваний:

Добавлен:

01.07.2025

Размер:

445.23 Кб

Скачать

☆

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

Министерство образования и науки, молодежи и спорта Украины

ОДЕССКАЯ НАЦИОНАЛЬНАЯ МОРСКАЯ АКАДЕМИЯ

Судомеханический факультет

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

"Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора"

Выполнил Княжковский С.М.

Проверил Стукаленко А. М.

Одесса - 2014 год

СОДЕРЖАНИЕ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

1. Провести кинематический и энергетический расчёты передачи.

2. Расчет зубчатых колес редуктора.

3. Предварительный расчет валов редуктора.

4. Расчет конструктивных размеров шестерни и колеса.

5. Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора.

6. Проверку долговечности подшипников качения.

7. Проверку прочности шпоночных (шлицевых) соединений.

9. Уточненный расчет валов (по коэффициенту запаса прочности для одного из наиболее опасных сечений).

10. Чертеж редуктора в двух проекциях на формате А1(594х841 ) с основной надписью.

11. Спецификацию к чертежу редуктора.

12. Выбор сорта масла для передачи и смазку для подшипников.

13. Описание сборки редуктора.

14. Рабочие чертежи: зубчатого колеса, вала редуктора.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД редуктора:

ŋ_подш.= 0,99 - КПД одной пары подшипников качения

ŋ_з.п.= 0,97 - КПД зубчатой передачи

ŋ_к.п.= 0,95 - КПД клиноременной передачи

ŋ_общ.= ŋ_подш.²· ŋ_з.п. · ŋ_к.п.= 0,99² · 0,97 · 0,95 = 0,903 (1.1)

Ориентировочно назначаем передаточные числа:

u_з.п.= 4_к.п.= 3_прив= u_з.п.· u_к.п=4·3=12 (1.2)

і_прив.= u_прив.=12

Находим частоту вращения быстроходного вала:

₁= n₃· і_прив.= 120 · 12 = 1440 мин^-1, где (1.3)

₃= 120 мин^-1 - частота вращения выходного вала

Вычисляем мощность на быстроходном валу:

₁= P₃/ŋ_общ. = 6,3/0,903 = 6,98 кВт (1.4)

Принимаем асинхронный электродвигатель 4A1325 у которого мощность Р = 7,5кВт и синхронная частота вращения 1500 мин-¹, и S= 3%

Определяем передаточное отношение привода:

і = n_двиг./n₃, где (1.5)

_двиг.- частота вращения электродвигателя

_двиг.= n_с(1−S) = 1500(1−0,03) = 1455 мин^-1 (1.6)

і = n_двиг./n₃= 1455/120 ≈ 12,125

Принимаем передаточные отношения передач:

і_з.п.= 4 - передаточное отношение зубчатой передачи

і_к.п.= i/ і_з.п.= 12,125/4=3,03 - передаточное отношение ременной передачи

Определяем мощность, угловую скорость, частоту вращения и вращающий момент для всех валов привода:

ведущий вал:

₁= P_ТР. = 6.98кВт (1.7)

ω₁ = π∙ n₁/30 = 3,14∙1455/30 = 152 с^-1 (1.8)

n₁ = 1455 мин^-1

Т₁= Р₁/ ω₁ = 6,98∙10³/152 = 45 Н∙м (1.9)

- ведомый вал:

Р₂ = Р₁∙ ŋ_к.п.∙ ŋ_подш. = 6,98∙0,95∙0,99 = 6,56 кВт

ω₂ = π∙ n₂/30 = 3.14∙ 480/30 = 50 с^-1

n₂ = n₁ / і_к.п. = 1455/3,03 = 480 мин^-1

Т₂ = Р₂/ ω₂ = 6,56∙10³/50 = 131 Н∙м

- выходной вал

Р₃ = 6,3 кВт

ω₃ = π∙ n₃/30 = 3,14∙120/30 = 12 с^-1

n₃ = 120 мин^-1

Т₃ = Р₃/ω₃ = 6,3∙10³/12 = 525 Н∙м

Таблица 1.1 - Расчетные величины привода

№ вала	Р	ω	n	T
	кВт	с^-1	мин^-1	Н∙м
I	6,98	152	1455	45
I I	6,56	50	480	131
I I I	6,3	12	120	525

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 200; для колеса - сталь 40Л, термическая обработка -нормализация, но твердость на 30 единиц ниже - HB 170.

Допускаемые контактные напряжения:

[ _H] = _H_lim_b·K_HL/[S_H], где (3.1)

_H_lim_b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

_H_lim_b = 2HB+70; (3.2)

_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; [S_H] - коэффициент безопасности; [S_H] = 1,1;

для шестерни:

[ _H₁] = (2HB₁+70)·K_HL/[S_H] = (2·200+70)·1/1,1 ≈ 427 МПа;

для колеса:

[ _H₂] = (2HB₂+70)·K_HL/[S_H] = (2·170+70)·1/1,1 ≈ 373 МПа;

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

а_ω = K_a·(u+1)· = 43·(4+1)· = 198,8 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_ω = 200 мм

Нормальный модуль зацепления:

_n = (0,01÷0,02)·а_ω = (0,01÷0,02)·200 = 2÷4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2,5 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев β=30^0.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁=28, тогда

принимаем z₂=112.

Уточняем значения угла наклона зубьев:

Принимаем угол β=28⁰54΄.

Определим основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

Проверим межосевое расстояние:

диаметры вершен зубьев:

Определим ширину колеса:

₂ = ψ_ba·a_ω = 0,4·200 = 80 мм; (3.10)

ширина шестерни:

₁ = b₂ + 5 мм = 80 + 5 = 85 мм; (3.11)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ψ_bd = = = 1,0625 (3.12)

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

ѵ = = = 2 м/с (3.13)

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки:

_H = K_Hβ·K_Hα·K_H_ѵ(3.14)

Значения K_Hβ даны в [5,с 69]; при ψ_bd = 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hβ = 1,1225.

При ѵ = 2 м/с и 8-й степени точности K_Hα = 1,0675. По [5,с 93] для шевронных колес при ѵ < 2 м/с имеем K_H_ѵ = 1.

Таким образом, K_H = 1,1225·1,0675·1 = 1,198

Проверка контактных напряжений:

_H = · = = 334 МПа (3.15)

_H= _H]- _H/ _H] ·100%= 7,2%

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = = = 3275 H; (3.16)

радиальная F_r = F_t· =3275 · = 1347 Н; (3.17)

осевая F_a = F_t·tgβ = 3275·0,2095= 686 H; (3.18)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

_F = _H] (3.19)

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_Fβ·K_F_ѵ. При ψ_bd 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fβ = 1,25, K_F_ѵ = 1,1 по [5,с 90]. Таким образом, коэффициент K_F = 1,25·1,1 = 1,375; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_ѵ:

у шестерни z_ѵ₁ = = = 42 (3.20)