Расчёт двухступенчатого редуктора с открытой зубчатой передачей

Выбор электродвигателя и определение его требуемой мощности; кинематический и силовой расчет привода по валам. Расчет тихоходной ступени, выбор материала и допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.
Краткое сожержание материала:

Размещено на

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО РЫБОЛОВСТВУ

ДАЛЬНЕВОСТОЧНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ РЫБОХОЗЯЙСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра "ДМ и ТММ"

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ДЕТАЛИ МАШИН

"Расчёт двухступенчатого редуктора с открытой зубчатой передачей"

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО РЫБОЛОВСТВУ

ДАЛЬНЕВОСТОЧНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ РЫБОХОЗЯЙСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

на выполнение курсового проекта по дисциплине

"Детали машин"

Рисунок 1. Кинематическая схема: 1 - электродвигатель; 2 - муфта; 3 - редуктор цилиндрический; 4 - вал ведомый;

Исходные данные:

Тяговое усилие, передаваемое канатом на барабан Fб, т 7

Скорость выборки V, м/с. 0,5

Диаметр барабана Дб, м 0,5

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

Определим мощность на барабане

;

;

;

Общий КПД привода

,

Где - КПД ременной передачи;

- КПД колеса

- КПД зубчатой передачи

- КПД барабана

- КПД подшипников качения.

Требуемая мощность электродвигателя

Тогда

.

Принимаем электродвигатель марки АОП282-6,

По таблице принимаем мощность двигателя Р = 40 кВт;

Номинальная частота вращения вала электродвигателя

Диаметр конца вала ротора dв = 60мм

Номинальная угловая скорость двигателя

Частота вращения барабана

Общее передаточное отношение привода

,

Где

Кинематические параметры привода по валам:

быстроходный вал редуктора

рад/с,

об/мин

промежуточный вал редуктора

рад/с

об/мин

тихоходный вал редуктора

рад/с

об/мин

вал барабана

рад/с

об/мин

Силовые параметры привода по валам:

Нм=394·10³ Нмм,

Нм=380·10³ Нмм,

Нм=1853·10³ Нмм,,

Нм=9034·10³ Нмм,,

Нм=17618·10³ Нмм.

Данные расчета сводим в таблице 1.1.

Таблица 1.1 Кинематические и силовые параметры привода по валам

Наименование	Индекс вала	Частота вращения, n об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность ,кВт	Момент, Т Нмм
Быстроходный вал редуктора гателя	1	970	101,5	39,0	380·103
промежуточный вал редуктора	1	194	20,3	37,64	1853·103
Тихоходный вал редуктора	2	38,8	4,06	36,33	9034·103
Ведущий вал редуктора	Бар.	19,4	2	32,93	17618·103

2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

2.1 Расчет тихоходной ступени

2.1.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

С целью уменьшения габаритов передачи, принимаем материал с высокими механическими характеристиками [1, табл.10.2]: для шестерни сталь 20Х, термическая обработка -- улучшение, закалка, цементация до средней твердости 55HRC_э; для колеса - сталь 20X, термическая обработка - поверхностная закалка ТВЧ до средней твердости 52HRC_.

Допускаемые контактные напряжения

где

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов [1, табл. 10.3];

- коэффициент долговечности с учетом длительного срока

Ресурс привода L_h=7500ч,

Действительное число циклов нагружения:

для колеса N_HE2=60·n₂· L_h=60·231.25·7500=104·10⁶ циклов,

для шестерни N_HE1= N_HE2·i_Б =104·10⁶ ·4=416·10⁶ циклов.

Число циклов нагружений, соответствующее пределу контактной выносливости,

N_HО1= 114·10⁶ ·4=416·10⁶ циклов,

N_HО2= 87·10⁶ ·4=416·10⁶ циклов, [1, табл.10.3] т. к. N_HE1> и N_HE2 N_HО1> N_HО2, то коэффициент долговечности К_HL=1.

Допускаемые контактные напряжения материала шестерни и колеса

МПа

МПа

Расчетные допускаемые контактные напряжения [1, табл. 10.2] (передача косозубая, но разность твердости материалов шестерни и колеса менее 70 HB)

МПа

Требуемое условие выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба

где

МПа

МПа

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при несимметричном расположении колес [1, табл. 10. 5];

коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала [1, табл. 10.1].

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям

мм, где

- для косозубых колес.

Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда мм

Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес [1, табл.10.1]

мм,

принимаем мм [1, табл.10.1].

Угол наклона зубьев должен находиться от 8° до 22° . Предварительно принимаем угол наклона зубьев 10°.

Число зубьев шестерни

,

принимаем z₁=16.

Число зубьев колеса

Фактическое значение

Угол наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

мм,

мм,

Проверка

мм,

диаметры вершин зубьев

мм,

мм,

диаметры впадин зубьев

мм,

мм,

ширина колеса и шестерни

мм,

мм.

2.1.2 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

м/с

При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл.10.7].

Коэффициент нагрузки

, где

- коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10.9];

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].

Прочность зубьев по контактным напряжениям

2.1.3 Силы в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

2.1.4 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Коэффициент нагрузки

 где

- коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10. 9];

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

- коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 10. 10].

Эквивалентное число зубьев

у шестерни

у колеса

Коэффициенты формы зуба [1, табл.10.8].

Коэффициент наклона зуба

Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб

Условие прочности выполнено.

2.2 Расчет быстроходной ступени