Привод с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором

Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное  бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального  образования

 «Магнитогорский  государственный технический университет  им. Г.И. Носова»

 

 

 

 

Кафедра Машиностроительных технологий и металлургического  оборудования

 

КУРСОВАЯ РАБОТА

 

по дисциплине «Прикладная  механика»

 

на тему: «Привод с одноступенчатым  цилиндрическим косозубым редуктором»

 

 

 

Исполнитель: Гиниятов А.И.. студент  2 курса, группа ГТБ-11

Руководитель: Макарчук А.А. к.т.н., доцент.

 

Работа допущена к защите «____» _____________ 2013 г. _________________

                                                                                                              (подпись)

Работа защищена «____» ______________ 2013 г. с оценкой__________ __________

                                                                                                        (оценка)               (подпись)

 

 

Магнитогорск, 2013 г.

 

Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное  бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального  образования

 «Магнитогорский  государственный технический университет  им. Г.И. Носова»

 

 

 

Кафедра ПМ и Г

 

 

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ

 

Тема: «Привод с одноступенчатым  цилиндрическим косозубым редуктором»

 

Студенту  Гиниятову Артему Ирековичу

 

Исходные данные:

Мощность P=3 кВт, крутящий момент n₁=1000 об./мин., передаточное отношение u=2,5.

 

Срок сдачи: «___»_______2013 г.

 

Руководитель: ___________________ /_____________________/

                                  (подпись)                             (расшифровка подписи)

 

Задание получил: __________________ / ____________________ /

                                          (подпись)                     (расшифровка подписи)

 

Магнитогорск, 2013 г.

 

 

Содержание

ВВЕДЕНИЕ 4

1 Кинематические  расчеты 5

2 Расчет зубчатых  передач 6

2.1Межосевое  расстояние 6

2.2 Предварительные  основные размеры колеса 6

2.3 Модуль  передачи 6

2.4 Угол наклона  и суммарное число зубьев 7

2.5 Фактическое  передаточное число 8

2.6 Диаметры  колес 8

2.7 Силы в  зацеплении 8

3.8 Проверка  зубьев колес по напряжениям  изгиба 9

3.9 Проверка  зубьев колес по контактным  напряжениям 10

3.10 Проверка  долговечности подшипников 10

Список использованных источников 14

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный  в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины.

Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в  корпусе редуктора размещают  так же устройства для смазывания зацеплений и подшипников или  устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют  либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту  на выходном валу) и передаточному  числу без указания конкретного  назначения.

Редукторы классифицируют по основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с развёрнутой ступенью и т.д.).

В данной работе приводится расчет цилиндрического косозубого одноступенчатого редуктора по заданным исходным данным, применяемого в приводах общего назначения.

В расчетно - пояснительной записке приведены основные расчетные параметры : зубчатой передачи, валов и т.д.

1 Кинематические расчеты

 

Определим потребную мощность электродвигателя:

 

где h₁×h₂×h₃×h₄

=0,96×0,99×0,99×0,96=0,9

 

Полученное значение округляется в большую сторону до стандартной величины.

 

 

Определим вращающий момент:

 

 

Мощность и вращающий  момент связаны зависимостью:

 

 

 

 

 

2 Расчет зубчатых передач

2.1Межосевое расстояние

 

Межосевое расстояние подсчитывают по формуле:

 

Где = 4300

= 1,12

= 0,4

= 655,7* Па

 

Полученное значение округляют в большую сторону до стандартной величины.

2.2 Предварительные основные  размеры колеса

 

Делительный диаметр:

 

Ширина:

2.3 Модуль передачи

 

Модуль передачи:

 

Полученное значение модуля округляют в большую сторону  до стандартной величины.

2.4 Угол наклона и суммарное  число зубьев

 

Минимальный угол наклона  зубьев:

 

Суммарное число зубьев:

 

Полученное значение суммарного числа зубьев округляют до стандартной  величины.

 

Определим действительное значение угла :

 

Число зубьев шестерни и  колеса

Число зубьев шестерни:

 

 

Полученное значение округляют до стандартной величины.

 

Число зубьев колеса:

 

2.5 Фактическое передаточное  число

 

Фактическое передаточное число:

 

Отклонение от заданного  передаточного числа:

 

Выберем тот вариант, в  котором  наиболее близок к 0:

2.6 Диаметры колес

 

Делительные диаметры:

 

 

Диаметр окружностей вершин и впадин :

Шестерни:

 

 

Колесо внешнего зацепления:

 

2.7 Силы в зацеплении

 

Окружная:

 

Радиальная:

 

где для стандартного угла

Осевая:

 

3.8 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

 

Расчет напряжения изгиба в зубьях колес:

 

где 1

0,9

1,03

1,2

3,81

 

Расчетные напряжения могут  отклоняться от допускаемых в пределах:

 

Расчет напряжения изгиба в зубьях шестерни:

 

где 3,62

Расчетные напряжения могут  отклоняться от допускаемых в пределах:

 

3.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

 

Расчетные контактные напряжения:

 

где 1,1

1,02

1,1

 

Расчетные напряжения могут  отклоняться от допускаемых в пределах:

 

3.10 Проверка долговечности подшипников

 

Исходные данные для расчетов:

Из расчетов параметров передачи при работе в рабочем режиме

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила отсутствует.

a= 35  мм

b= 35 мм

Расчетная схема нагружения тихоходного вала приведена на рисунке.

Реакции опор:

В горизонтальной плоскости:

 

 

 

В вертикальной плоскости:

 

 

 

Максимальные изгибающие моменты:

В горизонтальной плоскости:

 

В вертикальной плоскости:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                                                         

 

 

              А                           С                                Т            B

 

                                                    

b= 35     

a= 35         

 

                                                    

 

              

               0                                                                            0

                                                                                                  

                                            

                0                                                                            0

                                                                                                

                                             

                                                 

                                                 

                 0                                                                           0

                                                                                                   

 

                        

Рисунок – Расчетная схема  нагружения тихоходного вала

                                               

 

Определяем суммарные  реакции в опорах:

В опоре А:

 

В опоре В:

 

Осевые составляющие нагрузки отсутствуют , тогда:

 

 (без учета осевой нагрузки)

Рассмотрим подшипник  по более нагруженной опоре А:

Эквивалентная нагрузка:

 

где  V=1- вращение внутреннего кольца подшипника

- для редукторов  всех типов

- температурный  коэффициент.

Расчетная долговечность ,млн*об. :

 

где =2080 кН

Расчетная долговечность, ч:

 

Расчет долговечности  подшипника показывает, что расчетная  долговечность  отвечает ГОСТ 16162-92. Найденная долговечность приемлема. Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 25230 ч (ресурс работы подшипника не должен быть менее допустимой долговечности подшипников-10000 ч.

Список использованных источников

 

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, - М.: Высшая школа, 1984. –336с.
2. Анурьев В.Н. Справочник конструктора машиностроителя, т. 1, 2 и 3. М., 1980.
3. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники качения. Справочник. М., 1975. 574 с.