Автор: Пользователь скрыл имя, 17 Мая 2015 в 17:10, курсовая работа
В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора. Редуктор – это комплексная зубчатая передача, состоящая из зубчатых колес, валов, осей, подшипников, корпуса и системы смазки.
Проводится выбор материала зубчатых колёс, определяются допустимый и изгибающие контактные напряжения, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.
|
на тему: «Привод общего назначения». по предмету: «Детали машин». РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
|
№ п\п |
Величина |
Вариант | |||||||||
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6* |
7 |
8 |
9 |
10 | ||
1. |
Мощность Рвых, кВт |
2,7 |
3,5 |
5,0 |
6,5 |
9,5 |
13,0 |
16,0 |
18,0 |
20,0 |
22,0 |
2. |
Частота вращения nвых, мин-1 |
105 |
95 |
100 |
90 |
115 |
105 |
110 |
100 |
115 |
100 |
3. |
Угол наклона ременной передачи к горизонту, град |
45 |
30 |
0 |
60 |
50 |
35 |
40 |
0 |
45 |
60 |
4. |
Срок службы Lг, лет |
10 |
8 |
7 |
6 |
9 |
7 |
8 |
5 |
11 |
6 |
5. |
Ксут |
0,7 |
0,6 |
0,5 |
0,4 |
0,3 |
0,2 |
0,5 |
0,6 |
0,7 |
0,5 |
6. |
Кгод |
0,9 |
0,8 |
0,7 |
0,6 |
0,5 |
0,9 |
0,8 |
0,7 |
0,6 |
0,5 |
Нагрузка постоянная | |||||||||||
Объём расчетно - пояснительной записки составляет 44 страницы формата А4, включает в себя ил. 4, табл. 3, библиограф 5 назв., прил. 2.
В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора. Редуктор – это комплексная зубчатая передача, состоящая из зубчатых колес, валов, осей, подшипников, корпуса и системы смазки.
Проводится выбор материала зубчатых колёс, определяются допустимый и изгибающие контактные напряжения, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.
Оглавление
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может
включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники
и т. д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, конически-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).
При последовательном соединении механизмов общий кпд привода определяется как произведение значений кпд входящих в него механизмов (передач):
,
где
– кпд плоскоременной передачи;
– кпд пары подшипников качения;
– кпд пары цилиндрических колес;
– кпд закрытой зубчатой передачи
Значения кпд приняты по [2,СБ] (Чернавский С. А. и другие. «Курсовое проектирование и детали машин»). СПБ. М.: Машиностроение, 1988. - 416 С.: ил.
,
По данным П1 [2, СБ] Чернавский С. А. и другие. «Курсовое проектирование и детали машин»). СПБ. М.: Машиностроение, 1988. - 416 С.: ил. принимаем электродвигатель мощностью 15 кВт. Электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6УЗ с параметрами и скольжением 2,6 %; при этом перегрузка электродвигателя
Следовательно электродвигатель подходит.
Принимаем к дальнейшему рассмотрению двигатель с частотой вращения вала .
Определим рабочую частоту.
где S=0,026 [ 1, с. 390]
= 1000 ( 1-0,026) = 974 мин-1
Определим общее передаточное отношение привода.
Оценим общее возможное передаточное отношение привода.
= ∙
Реализация общего передаточного отношения возможна.
Примем передаточное отношение редуктора близкое стандартное значение и в соответствии с ГОСТ 2185-66 = 5
=
Таблица 1
|
Вал |
n, об/мин |
w, рад/с |
P, кВт |
Т, НĦм |
Вал электродвигателя |
974 |
101,9 |
14,29 |
140,24 |
Ведущий вал |
974 |
101,9 |
13,86 |
136,02 |
Ведомый вал |
194,8 |
20,38 |
13,31 |
653,3 |
Шестерня: сталь 40Х; термообработка – улучшение; диаметр заготовки ; твёрдость рабочих поверхностей зубьев – 269…302НВ; предел прочности δв =900 МПа.
Колесо: сталь 40Х; термообработка – улучшение; ширина заготовки венца зубчатого колеса ; твердость рабочих поверхностей – 235…262; предел прочности δв =790 МПа.
Принимаем среднюю твердость шестерни 286НВ1, колеса 250НВ2.
Определение допускаемых контактных напряжений [δ]Н регламентируется по ГОСТ 21354 – 75:
где предел контактной выносливости при базовом цикле нагружения. П1[8, табл. 2];
- коэффициент долговечности, определяемый по формуле
,
где - значения базового числа циклов нагружения;
;
- эквивалентное число циклов
нагружения за весь срок
,
где – частота вращения шестерни (колеса), мин-1;
t – срок службы передачи под нагрузкой, рассчитываем по формуле
t = L ∙ 365
∙Kгод.∙ 24 ∙ Kсут. =7 ∙365 ∙ 0,8 ∙ 24 ∙ 0,2 = 9811,2
ч.
с – число зацеплений, с = 1
;
,
если ; при условии
1 ≤≤2,3
,
если ; при условии
1 ≤≤2,3
= 1,1 допускаемый коэффициент безопасности при однородной структуре материала (улучшение)
;
Принимаем допускаемое контактное напряжение для косозубых цилиндрических колёс:
,
при этом выполняется условие
, где =
Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле
где - предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения [1 СБ] (В. Я Баранцов, Т. Г. Зайцева) Методические указания к курсовому проектированию[с. 11, табл. 3],
П1[11, табл. 3];
- коэффициент безопасности П1[11, табл. 3]
- коэффициент долговечности
,
где m- показатель степени, зависящий от твёрдости:
m = 6 при твердости ≤ 350 HB;
- эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи:
= 358’000’876,8 циклов
,
значения принимаемые к расчёту, могут быть в пределах 1≤≤2,08 при твёрдости ≤350HB, следовательно принимаем = 1,0
,
.
3.4. Определяем
предельно допускаемые
при твёрдости ≤350 HB;
[1 СБ](8, табл. 1)
;
.
,
где i – передаточное отношение ступени редуктора;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых колёс;
Т2 - вращающий момент на валу колеса, Н∙мм;
- коэффициент ширины зубчатого венца,
, может принимать значения по ГОСТ 2185-66, для косозубых передач = 0,25…0,4.
Принимаем = 0,4.
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по ширине зубчатого венца [1 СБ](12, табл. 4), принимаем
= 1,25;
По полученному значению принимаем ближайшее стандартное по ГОСТ
2185-66 = 160 мм.
При твёрдости зубьев шестерни и колеса ≤ 350HB
mn = (0,01…0,02) ∙
mn = (0,01…0,02) ∙ 160 = 1,6…3.2
По ГОСТ 9563-80* принимаем ближайшее стандартное значение модуля
mn = 2,5.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 80
Следовательно, окружной модуль вычислим по формуле:
Определяем число зубьев шестерни.
принимаем > = 17cos3β = 16,5
Для косозубых колёс
Рассчитываем диаметры делительных окружностей
Проверяем значение межосевого расстояния
Следовательно, расчётное межосевое расстояние соответствует принятому ранее.
Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитываем как
Рабочую ширину шестерни рассчитываем как
Принимаем
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
,
где - диаметр окружностей вершин зубьев, рассчитываем по формуле: