Федеральное агентство морского и речного флота Государственный университет морского и речного флота им. Адм. С. О. Макарова

Кафедра основ инженерного проектирования

Курсовой проект

Разработка конструкции одноступенчатого

цилиндрического редуктора

Выполнил: студент гр.

СП-31 Портнов М.

Проверил:

Бакасов А. И.

Санкт Петербург

2015

1. Техническое задание

На расчет одноступенчатого редуктора для привода двухцилиндрового гидравлического насоса двухстороннего действия, входящего в состав машинного агрегата.

Рис. 2 Схема машинного агрегата

1- электродвигатель (ЭД),

2;4 - упругие соединительные муфты,

3 - редуктор,

5 - насос.

Исходные данные:

Q=0,03 (м³/с) - действительный расход рабочей жидкости или действительная подача насоса ,

Р=0,2 (МПа) - среднее постоянное удельное давление на поршень,

n_кр=300(об/мин) частота вращения кривошипа ,

НВ₁ =277…321 HВ твердость материала шестерни ,

HB₂ = 235 ...277 HB - твердость материала колеса,

Ϭ_t1=735 (МПа) - пределы текучести материала шестерни,

Ϭ_t2=590 (МПа) - пределы текучести материала колоса,

t =36000ч расчетное время работы редуктора.

Студент: Портнов М.. Фак-т СМ гр.: СП-31

Преподаватель: Бакасов А.И.

2. Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя необходим для определения входных параметров редуктора: частоты вращения быстроходного вала, передаточного отношения редуктора, максимальной нагрузки на привод, длины и диаметра концевой части быстроходного вала.

Требуемая мощность электродвигателя определится как

где η - КПД машинного агрегата

КПД машинного агрегата при последовательном соединении элементов определяется по формуле:

где η_м - КЦД соединительной муфты (0,98,..0,99) принимаем 0,98;

η_н- КПД гидравлического насоса (0,8...О,9) принимаем 0,88;

η_ред - КПД цилиндрического одноступенчатого редуктора, который определяется по формуле:

где =(0,02.,.0,05)- сумма коэффициентов потерь в зубчатой передаче и гидравлических потерь на перемешивание масла в картере редуктора;

(0.005 ...0,01)— коэффициент потерь в одной паре подшипников принимаем 0,007;

т_п - число пар подшипников равно 2.

Тогда:

Из [1] выбираем электрический двигатель, который удовлетворяет условию:

Выпишем основные параметры выбранного асинхронного электродвигателя с короткозамкнутым ротором.

Табл.2.1

Номинальная мощность Рэд, кВт	7,5 кВт
Тип двигателя	АИРМ132М6 3S6
dэд мм	38
Номинальная частота вращения n, об/мин	970
Кратность опрокидывающего момента	2,8
Lэд	80

3. Расчет зубчатой передачи

В курсовом проекте, в соответствии с условиями эксплуатации привода, предусмотрено выполнение двух видов расчета: на контактную и изгибную выносливость.

Схема проектируемого редуктора показана на рис 3.1. Колесо меньшего диаметра (1) называется шестерней, а большего - колесом (2). Шестерня установлена на валу соединенным с электродвигателем 1 быстроходный вал (Б), а колесо установлено на валу 2 соединенным с насосом 5 тихоходный вал (Т).

Рис 3.1 Схема редуктора

Исходными данными для расчета являются: крутящий момент на колесе

Т₂=T_T, передаточное число редуктора U, схема передачи, срок службы t,

характер нагрузки. Характеристики входных и выходных параметров

редуктора целесообразно свести в таблицу (табл. 3.2).

Исходные параметры редуктора Табл.3.1

	Обороты n (об/мин)	Момент Т (Н*м)	Максимальный Момент Т* (Н*м)
Быстроходный вал (Б)
Тихоходный вал (Т)

Передаточное число:

Угловая скорость кривошипа:

Крутящий момент на тихоходном валу:

Крутящий момент на быстроходном валу:

Максимальные значения моментов будут равны:

Объединим полученные результаты в таблицу.

Табл.3.2

	Обороты n (об/мин)	Момент Т (Н*м)	Максимальный Момент Т* (Н*м)
Быстроходный вал (Б)	970	63,5	201,6
Тихоходный вал (Т)	300	224,4	650,8

1.

2.

3.

Расчет допустимых напряжений на контактную выносливость.

Суммарное число циклов:

Для шестерни

Для колеса

Среднее значение твердости материала колес:

Для шестерни

Для колеса

Базовое число циклов:

Для шестерни

Для колеса

Коэффициенты долговечности:

Для шестерни

Принимаем = 1

Для колеса

Принимаем = 1

Базовые пределы контактной выносливости:

Для шестерни

Для колеса

Принимаем коэффициент безопасности S_H=1.1

Допустимые напряжения на контактную выносливость:

За величину допустимого напряжения при расчете на контактную выносливость выбираем меньшее из двух полученных значений

Принимаем

Расчет допустимых напряжений на изгибную выносливость.

Принимая величины коэффициента безопасности S_F = 1,7, базовое число циклов значение коэффициента, учитывающего одностороннюю работу зубьев, Y_A =1 определим:

Коэффициенты долговечности:

Для шестерни

Для колеса

Таким образом, принимаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса равными 1.

Базовые пределы изгибной выносливости будут:

Для шестерни

Для колеса

Тогда допустимые напряжения на изгибную выносливость, определяемые формулой:

Для шестерни

Для колеса

Проектировочный расчет косозубой передачи.

Расчет основных параметров зубчатого зацепления

1. Определяем предварительное значение межосевого расстояния

где: и - передаточное число (2.5);

T₂ - момент на тихоходном валу (Нм);

К_н - коэффициент расчетной нагрузки, принимаемый на этапе проектирования равным 1,2... 1,3;

Ψ_ba - коэффициент ширины зубчатого венца для симметричного расположения передачи относительно опор = 0,315...0,4;

=529,1 - допустимое напряжение на контактную выносливость (МПа).

Расчет геометрических размеров

Принимаем и

Межосевое расстояние рассчитываем по формуле.

=430

Принимаем

Ширина колеса

= = =0,35*118=41,3 мм

Значение модуля зацепления

= (0,01…0,02) = (0,01...0,02

По табл. 3.3 принимаем m=2,25

Ширина шестерни будет

=

Угол наклона зубьев

= = =

Диаметры делительных окружностей.

Суммарное число зубьев

= = = 102,9

Принимаем =103

Число зубьев

Шестерни

= = = 24

Колеса

= - = 103-24=79

Значение угла наклона

= = = 0,98

Передаточное число

Погрешность

= =

Диаметры делительных окружностей.

Шестерни

Колеса

Межосевое расстояние

Так как число зубьев шестерни Z₁=24>21 коэффициент смещения принимаем

Принимаем стандартные параметры исходного контура , рассчитываем диаметры вершин зубьев.

Для шестерни

Для колеса

Диаметры впадин зубьев для шестерни

Для шестерни

Для колеса

Рассчитанные параметры целесообразно свести в таблицу.

Расчетные параметры зубчатого зацепления Табл.3.3.

Расчетный параметр	шестерня	колесо
а, мм	118,3
т, мм	2,25
b мм	46,10 10103		41,3
град	10,8
Z	24	79
u	3,29
d, мм	55,1	181,4
X	0
da, мм	59,6	185,9
df, мм	49,5	175,8

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Исходными данными для проверочного расчета зубьев передачи на изгибную выносливость являются полученные ранее:

Вращающий момент на шестерне T₁=63,5 Нм, колесо T₂=224.4 Нм

Допустимые напряжения для шестерни , для колеса

. Размеры колеса и шестерни, взятые из таблицы параметров. Основным критерием изгибной выносливости является

Расчетное местное напряжение при изгибе определяются

Для вычисления коэффициента Y_FS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, предварительно определим число зубьев эквивалентного прямозубого колеса.

Для шестерни

Для колеса

Тогда

Коэффициент Y_β, учитывающий угол наклона зуба, будет

Принимаем значение коэффициента расчетной нагрузки равным K_F=1,2; получим:

Таким образом, прочность зубьев рассчитываемых колес под действием изгибающих нагрузок обеспечена.