125909 (Разработка двухступенчатого редуктора)
Описание файла
Документ из архива "Разработка двухступенчатого редуктора", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "125909"
Текст из документа "125909"
Курсовой проект на тему:
«Разработка двухступенчатого редуктора»
Введение
Курсовой проект по деталям машин является первой самостоятельной конструкторской работой. При её выполнении закрепляются знания по курсу «Детали машин». Развивается умение пользоваться справочной литературой.
В соответствии с программой объема курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного момента, а также цилиндрические и конические передачи.
При проектировании редуктора находят практическое применение такие важные сведения из курса, как расчет на контактную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, массы, посадок, параметры шероховатостей поверхности и т.д.
Целью данного задания является спроектировать передачи из условия равенства диаметров ведомых колес 1-ой и 2-ой передач, спроектировать для выходного вала муфту с винтовыми цилиндрическими пружинами, разработать алгоритм и программу расчета выбора двигателя.
Схема привода
График нагрузки
Дано
Шаг цепи эскалатора: Р = 101,8 мм.
Угол наклона к горизонту α = 30°
Производительность W = 500 человек/ч
Скорость движения V = 0,5 м/с
Длина эскалатора L = 10 м
Число зубьев ведущей звездочки Z = 8
Коэффициент сопротивления передвижению C = 0,7
Коэффициент использования суточный Кс = 0,4
Коэффициент использования годовой Кг = 0,4
Кинематический расчет
Определение входной мощности
H = sinα·L = 
м
Частота вращения выходного вала
Определяем общее передаточное отношение
: принимаем U1 =5.5
Определяем частоту вращения промежуточного вала
Определение мощности
,
Определение крутящего момента
Выбираем двигатель на 2.2кВт
| P (кВт) | T (Н*м) | n (об/мин) | U |
| |
| 1 | 1.775 | 18 | 950 | 5.5 | 0.97 |
| 2 | 1.722 | 95.2 | 172.7 | 4.5 | 0.97 |
| 3 | 1.67 | 433.4 | 36.8 | 25.8 | 0.941 |
Расчет прямозубой передачи
Выбор материала
Шестерня – сталь 40ХН, термообработка, улучшение НВ = 300
Колесо – сталь 40ХН, термообработка, улучшение НВ = 290.
Срок службы – 
Расчет шестерни
SH = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении
zR = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса
zV = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости
Определяем коэффициент долговечности
, берем 1
Расчет колеса
SH = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении
zR = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса
zV = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости
Определяем коэффициент долговечности
, берем 1
Расчет косозубой передачи
Выбор материала
Шестерня – HRC=45, сталь 40ХH, HB=430
Колесо – сталь 40Х, НВ = 200.
Срок службы –
Расчет шестерни
SH = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении
zR = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса
zV = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости
Определяем коэффициент долговечности
, берем 1
Расчет колеса
SH = 1.2 – коэффициент запаса прочности при улучшении
zR = 0.95 – коэффициент шероховатости поверхности для фрезеруемого колеса
zV = 1 – коэффициент учитывающий влияние скорости
Определяем коэффициент долговечности
, берем 1
372 МПа < 511 МПа < 639 МПа
Расчет размеров прямозубой передачи
Кн = 1.4 – коэффициент нагрузки
- коэффициент зубчатого колеса
Ка = 450
Межосевое расстояние:
aW принимаем = 160 (мм) из числа стандартных длин
Выбираем нормальный модуль
, принимаем m = 2.
Определяем количество зубьев на шестерне и колесе
; 
.
Определяем делительный диаметр
; 
,
Диаметр выступов
; 
Диаметры впадин
; 
Ширина колеса
Окружная скорость
Проверочный расчет
Коэффициенты нагрузки
Где 
коэффициенты внутренней динамической нагрузки
коэффициенты концентрирования напряжения
коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
Проверка по контактным напряжениям
коэффициент металла для стали = 190
коэффициент учета сумарной длины контактных линий = 2,5
Расчет размеров косозубой передачи
Кн = 1.3 – коэффициент нагрузки
- коэффициент зубчатого колеса
Ка = 410
Межосевое расстояние:
aW принимаем = 100 из числа стандартных длин
Выбираем нормальный модуль
, принимаем m = 1.25
Определяем количество зубьев на шестерне и колесе
; 
.
Принимаем количество зубьев z1 = 30, z2 = 165
Определяем делительный диаметр
; 
Диаметр выступов
; 
Диаметры впадин
; 
Ширина колеса
; 
Окружная скорость
Проверочный расчет
Коэффициенты нагрузки
Где коэффициенты внутренней динамической нагрузки
коэффициенты концентрирования напряжения
коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
Проверка по контактным напряжениям
коэффициент металла для стали = 190
коэффициент учета суммарной длины контактных линий = 2,42
Проверка по усталостным напряжениям изгиба
Допускаемое напряжение изгиба для косозубой передачи
YR = 1 – коэффициент шероховатости
YA = 1
принимаем = 1.
, m =6 – для улучшенных сталей, m = 9 – для закаленных сталей.
- число циклов
берем 
; 
берем 
; 
Для шестерни
Для колеса
Допускаемое напряжение изгиба для прямозубой передачи
YR = 1 – коэффициент шероховатости
YA = 1
принимаем = 1.
, m =6 – для улучшенных сталей, m = 9 – для закаленных сталей.
- число циклов
берем ; 
берем ; 
Для шестерни
Для колеса
Рабочие напряжения изгиба для колеса прямозубой передачи
-коэффициент формы зуба
– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении
– коэффициент угла наклона
; 
; b = 50,4 мм; m = 2;
Проверка на контактную статическую прочность
Проверка изгибной статической прочности
Рабочие напряжения изгиба для шестерни прямозубой передачи
-коэффициент формы зуба
– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении
– коэффициент угла наклона
; ; b = 50,4 мм; m = 2;
Проверка на контактную статическую прочность
Проверка изгибной статической прочности
Рабочие напряжения изгиба для колеса косозубой передачи
-коэффициент формы зуба
– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении
– коэффициент угла наклона
; 
; b = 31,5 мм; m =1.25; х=0
Проверка на контактную статическую прочность
Проверка изгибной статической прочности
Рабочие напряжения изгиба для шестерни косозубой передачи
-коэффициент формы зуба
– коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении
– коэффициент угла наклона
; ; b = 31,5 мм; m =1.25; х=0
Проверка на контактную статическую прочность
Проверка изгибной статической прочности
Ориентировочный расчет валов
Диаметр вала определим в зависимости от крутящего момента и напряжений вала при кручении
Для быстроходного вала:
Выбираем диаметр вала d=22 мм
Для промежуточного вала:
Выбираем диаметр вала d=30 мм
Для тихоходного вала:
Выбираем диаметр вала d=50 мм
Расчет валов
Быстроходный вал
окружное усилие на шестерне
Осевая сила на шестерне
В плоскости ZoY
В плоскости XoY
В т. С 
В т. А 
В т. D 
В т. D 
В т. B 
Промежуточный вал
окружное усилие на колесе
Окружное усилие на шестерне
Осевая сила на колесе
В плоскости ZoY
В плоскости XoY
;
;
;
;
;
;
;
;
;
В т. С 
В т. А 
В т. B
В т. D 
В т. С 
Тихоходный вал
окружное усилие на шестерне
В плоскости ZoY
В плоскости XoY
В т. С 
В т. А
В т. D 
В т. B
Расчёт подшипников
Быстроходный вал в точке А
d=25; D=62; B=17; C=22500; C0=11400
; 
;
;
Б
ыстроходный вал в точке B
d=25; D=52; B=15; C=14000; C0=6950
; 
;
;
П
ромежуточный вал в точке А
d=30; D=62; B=16; C=19500; C0=10000
; 
;
;
П
ромежуточный вал в точке В
d=30; D=62; B=16; C=19500; C0=10000
; 
;
;
Т
ихоходный вал в точке А
d=50; D=90; B=20; C=35100; C0=19800
; 
;
;
Т
ихоходный вал в точке В
d=50; D=90; B=20; C=35100; C0=19800
; 
;
;
