Содержание

Введение.

1. Кинематический расчет привода.

1.1 Исходные данные:

1.2 Выбор электродвигателя.

1.3 Определение передаточного числа привода, и отдельных передач.

1.4 Расчет кинематических параметров на каждом валу привода.

1.5 Результаты кинематических расчетов сводим в таблицу:

2.Расчет ременной передачи.

2.1 Исходные данные:

2.2 Выбор и обоснование типа ремня:

2.3Расчет основных параметров клиноременной передачи.

2.4 Рассчитываем силы действующие на валы:

3. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Исходные данные:

3.2 Определение режима работы зубчатых колес.

3.3 Выбор материала зубчатых колес:

3.4 Определение коэффициентов нагрузок:

3.5 Расчет основных параметров цилиндрической передачи.

4. Расчет быстроходной зубчатой передачи.

4.1 Исходные данные:

4.2 Определение режима работы зубчатых колес.

4.3 Выбор материала зубчатых колес.

4.4 Определение коэффициентов нагрузок.

4.5 Расчет основных параметров цилиндрической передачи.

4.6 Геометрический расчет циклической передачи.

4.7 Расчет сил зацепления.

5. Ориентировочный расчет валов редуктора.

5.1 Исходные данные:

5.2 Расчет диаметров валов редуктора:

5.3 Разработка конструкции вала.

6. Эскизная компоновка редуктора.

6.1 исходные данные:

6.2 Построение схемы эскизной компоновки редуктора, и расчет всех размеров.

7.Выбор подшипников качения.

7.1 Исходные данные:

7.2 Выбор типа подшипников:

7.3 Составление расчетной схемы валов.

7.4 Расчет подшипников по динамической грузоподъемности.

8. Выбор соединения зубчатых колес, шкивов с валами.

8.1 Исходные данные:

8.2 Выбираем шпоночные соединения.

9. Уточненный расчет ведомого вала.

9.1 Исходные данные:

9.2 разработка конструкции вала:

9.3 выбор материала вала:

9.4 Проверяем вал на выносливость в опасных сечениях:

10. Выбор и обоснование посадок основных деталей редуктора.

11. Смазка зубчатых колес и подшипников.

12. Конструирование корпуса редуктора.

13. Список литературы.

Введение.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, в сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплутационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов – машиностроителей. Большие возможности для совершения труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее освободить конструкторов от не творческих операций, оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

В данном курсовом проекте произведен расчет цилиндрического соосного редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу.

1. Кинематический расчет привода.

1.1 Исходные данные:

мощность на ведомом валу привода ,

частота вращения ведомого вала ,

передаточное число редуктора ,

кинематическая схема 1.5[1].

1.2 Выбор электродвигателя.

Определяем требуемую мощность на валу двигателя:

;

где КПД привода, - КПД ременной, и 2х цилиндрических зубчатых передач соответственно.

Выбираем двигатель 4А160S6УЗ [2] стр.27, мощностью 11,0кВт; асинхронная частота вращения 975.

Определяем асинхронную частоту вращения:

Определяем угловую скорость двигателя:

1.3 Определение передаточного числа привода, и отдельных передач.

Определяем передаточное число привода:

Определяем передаточное число цилиндрической зубчатой передачи:

принимаем 4,0

Определяем передаточное число ременной передачи:

1.4 Расчет кинематических параметров на каждом валу привода.

Определяем мощности на валах привода:

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем угловую частоту вращения каждого вала:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

1.5 Результаты кинематических расчетов сводим в таблицу:

Таблица №1

№вала	Р кВт	n об/мин	рад/с	Т Нм
1	10,9	947	101,9	100
2	10,46	320,1	33,51	312
3	10,15	80,1	8,37	1210
4	9,84	20	2,09	4708

2.Расчет ременной передачи.

2.1 Исходные данные:

2.2 Выбор и обоснование типа ремня:

Выбираем клиноременную передачу т.к. она передает больший крутящий момент. Выбираем сечение ремня «Б» с минимальным диаметром 125мм.

2.3Расчет основных параметров клиноременной передачи.

Определяем диаметр меньшего шкива:

принимаем

Определяем диаметр ведомого шкива:

принимаем 900мм.

Уточняем передаточное отношение

Рассчитываем межосевое расстояние ременной передачи, и назначаем в интервале:

где:

Принимаем межосевое расстояние 1000мм.

Определяем длину ремня по формуле:

Принимаем длину ремня 4000мм.Уточняем межосевое расстояние:

Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива:

Выбираем для передачи заданной мощности число ремней:

где:

- допускаемая мощность (кВт) передаваемая одним ремнем [2]стр256. Принимаем 6,67.

- коэффициент, учитывающий длину ремня. Принимаем:

- коэффициент, учитывающий режим работы. Принимаем:

- коэффициент, учитывающий угол обхвата. Принимаем:

- коэффициент учитывающий число ремней. Принимаем:

Принимаем 3 ремня.

Рассчитываем предварительное натяжение ветвей клинового ремня:

где: V скорость в м/с, - коэффициент учитывающий центробежною силу. Принимаем:

2.4 Рассчитываем силы действующие на валы:

Определяем рабочий ресурс ремней:

3. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Исходные данные:

Число смен 3; режим работы с(р); срок службы 4 года.

3.2 Определение режима работы зубчатых колес.

Определяем коэффициент долговечности по контактной прочности:

где:

Определяем наработку:

где: - машинное время работы.

где: .

часов.

циклов.

Определяем коэффициент долговечности по изгибу:

3.3 Выбор материала зубчатых колес:

Выбираем сталь СТ-45, НВ 200мПа, .Термическая обработка нормализация.

Определяем допускаемые контактные напряжения.

;

где: [2] стр 90

Определяем допускаемые напряжения на изгиб:

;

где: [2] стр 90

3.4 Определение коэффициентов нагрузок:

где: [2] стр 92

Определяем ориентировочную скорость передачи:

;

где: [2] стр 95 [2] стр 37

.

Выбираем степень точности 8 [2] стр 94.

Определяем отношение для цилиндрической передачи:

По полученному отношению принимаем: [2] стр 93.

Рассчитываем передачу на контактную выносливость:

Рассчитываем передачу на изгибочную выносливость:

По полученным данным принимаем следующие коэффициенты:

3.5 Расчет основных параметров цилиндрической передачи.

Определяем крутящий момент:

Рассчитываем предварительное межосевое расстояние:

выбираем стандартное значение 400мм [2] стр. 51.

Определяем ширину колеса:

Определяем ширину шестерни:

Определяем действительную скорость:

Определяем фактическое контактное нажатие:

Определяем разницу между фактическими и допускаемыми напряжениями:

Рассчитываем окружную силу:

Определяем модуль:

модуль получился слишком маленький, поэтому принимаем стандартное значение из условия: . Принимаем 5.

Определяем угол подъема линии зуба:

Определяем суммарное число зубьев:

; принимаем 159 зубьев.

Определяем окончательный угол подъема линии зуба.

Определяем фактический коэффициент осевого перекрытия:

Определяем число зубьев шестерни:

принимаем 31 зуб.

Определяем число зубьев колеса:

зубьев

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:

Определяем коэффициент наклона зуба:

Определяем эквивалентное число зубьев:

смещение и равно 0; поэтому принимаем [2] стр. 101.

Определяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни.

Определяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса.

3.6 геометрический расчет цилиндрической передачи.

Проверяем межосевое расстояние:

определяем диаметры вершин зубьев:

определяем впадины зубьев:

3.7 Расчет сил зацепления. Jпределяем осевую силу:

определяем радиальную силу:

определяем нормальную силу:

4. Расчет быстроходной зубчатой передачи.

4.1 Исходные данные:

4.2 Определение режима работы зубчатых колес.

Определяем коэффициент долговечности по контактной прочности.

где:

; ; ; ; .

Определяем наработку:

Определяем машинное время работы:

где:

принимаем 1

Определяем коэффициент долговечности по изгибу.

принимаем 1

4.3 Выбор материала зубчатых колес.

Выбираем сталь СТ-45, НВ-200, , , термообработка нормализация.

Определяем допускаемые контактные напряжения.

где:,

определяем допускаемые напряжения на изгиб:

.

где: , .

4.4 Определение коэффициентов нагрузок.

где: , .

Определяем действительную скорость зубчатой передачи:

.

Выбираем степень точности «8» [2] стр. 94.

определяем отношение для цилиндрической передачи:

из полученного отношения принимаем коэффициенты:

, . [2] стр. 93.

Рассчитываем передачу на контактную выносливость:

рассчитываем передачу на изгибочную выносливость:

принимаем коэффициенты: , , [2] стр. 96.

4.5 Расчет основных параметров цилиндрической передачи.

Определяем расчетный момент:

определяем ширину колеса и шестерни:

определяем фактическое нажатие:

определяем разницу между фактическими и допускаемыми напряжениями:

рассчитываем окружную силу:

определяем модуль:

принимаем модуль равный 4 [2] стр. 53.

определяем угол подъема линии зуба:

суммарное число зубьев:

зуба.

суммарное число зубьев принимаем: зуба.

определяем окончательный угол подъема линии зуба:

определяем фактический коэффициент осевого перекрытия:

определяем число зубьев шестерни:

зуба. Принимаем зубъев.

определяем число зубьев колеса:

зуба.

определяем фактическое передаточное число:

определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:

определяем коэффициент наклона зубьев:

определяем эквивалентное число зубьев:

смещение и , принимаем 3,63 [2] стр.101

определяем фактическое напряжение изгиба шестерни:

колеса:

4.6 Геометрический расчет циклической передачи.

определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

Проверяем межосевое расстояние:

определяем диаметр вершин зубьев:

4.7 Расчет сил зацепления.

определяем осевую силу:

определяем радиальную силу:

определяем нормальную силу:

5. Ориентировочный расчет валов редуктора.

5.1 Исходные данные:

, , .

5.2 Расчет диаметров валов редуктора:

, принимаем: .

где:, [2] стр. 296

, принимаем: .

, принимаем: .

5.3 Разработка конструкции вала.

Рассчитываем быстроходный вал:

, где: , [3] стр. 25

, диаметр под подшипник принимаем .

, где: , [3] стр. 25.

, диаметр буртика под подшипник принимаем: .

диаметр буртика под шестерню принимаем

Рассчитываем промежуточный вал:

, где: , [3] стр. 25

диметр буртика колеса и шестерни принимаем:.

где:

диаметр под подшипник принимаем: .

.

диаметр буртика под подшипник принимаем: .

Рассчитываем тихоходный вал:

, где: .

, диаметр под подшипник принимаем .

, где .

, диаметр буртика под подшипник принимаем:

6. Эскизная компоновка редуктора.

6.1 исходные данные:

, , .

6.2 Построение схемы эскизной компоновки редуктора, и расчет всех размеров.

, принимаем: .

.

7.Выбор подшипников качения.

7.1 Исходные данные:

Быстроходный вал:

, , .

Промежуточный вал:

Тихоходный вал.

.

7.2 Выбор типа подшипников:

Выбираем шариковые радиально упорные подшипники легкой серии. Они предназначены для восприятия радиальной нагрузки и односторонней осевой. Для фиксации вала в обе стороны устанавливаем подшипники попарно.

Основные размеры подшипников:

7.3 Составление расчетной схемы валов.

Быстроходный вал:

Рассчитываем реакции в опорах:

:

рассчитываем суммарные реакции в опорах:

Промежуточный вал:

Рассчитываем реакции в опорах:

Тихоходный вал:

Рассчитываем реакции в опорах:

7.4 Расчет подшипников по динамической грузоподъемности.

Быстроходный вал:

Из отношения: , выбираем подшипник №36212 легкой серии.

Величине отношения: , соответствует значение:

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

т.к. , то

Проверяем отношение: ,

уточняем ,

для первой опоры:

следовательно: , .

Эквивалентная нагрузка:

Для второй опоры:

следовательно: , .

т.к. , проверяем долговечность более нагруженной опоры:

часов.

часов.

Промежуточный вал:

отношение: применяем радиальные шариковые подшипники средней серии №313

, .

т.к. , расчет производим для второй опоры.

часов.

Тихоходный вал:

Осевая нагрузка действует на опору I отношение для этой опоры: применяем радиальные однорядные шариковые подшипники особо легкой серии №120, для которых:, .

, расчет производим для первой опоры:

8. Выбор соединения зубчатых колес, шкивов с валами.

8.1 Исходные данные:

8.2 Выбираем шпоночные соединения. [2] стр. 301-304.

Для диаметра , выбираем сечение шпонки:, , .

длину шпонки принимаем: .

Проверяем шпонку на смятие:

.

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, , .

проверяем шпонку на смятие:

.

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,

длину шпонки принимаем: .

проверяем шпонку на смятие:

.

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,

длину шпонки принимаем: .

проверяем шпонку на смятие:

.

Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,

длину шпонки принимаем: .

проверяем шпонку на смятие:

.

9. Уточненный расчет ведомого вала.

9.1 Исходные данные:

9.2 разработка конструкции вала:

ЭПЮРА ВАЛА.

9.3 выбор материала вала:

Выбираем сталь ст-45 термообработка нормализация

9.4 Проверяем вал на выносливость в опасных сечениях:

Нагрузки в сечении I:

Параметры сечения I:

Коэффициенты концентрации:

Параметры цикла напряжения:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

[2] стр.293

Коэффициент запаса прочности:

Нагрузки в сечении II:

Параметры сечения II:

Коэффициенты концентрации:

Выбираем радиус галтели из стандартного ряда:

из отношения:, принимаем коэффициенты:

Параметры цикла напряжения:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

[2] стр.293

Коэффициент запаса прочности:

Нагрузки в сечении III

Параметры сечения III: