|
Курсовая работа: Расчет редуктораКурсовая работа: Расчет редуктораИнженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т.д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт. К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями. Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения – свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания. Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т.д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий. При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения – 85%, в дорожных машинах – 75%, в автомобилях – 10% и т.д. Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы. Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт По табл. 1.1 [1] примем следующие значения КПД: – для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h1 = 0,975 – для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2 = 0,975 Общий КПД привода будет: h = h1 · … · hn · hподш. 3 · hмуфты2 = 0,975 · 0,975 · 0,993 · 0,982 = 0,886 где hподш. = 0,99 – КПД одного подшипника. hмуфты = 0,98 – КПД одной муфты. Угловая скорость на выходном валу будет: wвых. = 2 · V / D = 2 · 3 · 103 / 320 = 18,75 рад/с Требуемая мощность двигателя будет: Pтреб. = F · V / h = 3,5 · 3 / 0,886 = 11,851 кВт В таблице П. 1 [1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=15 кВт и скольжением 2,3% (ГОСТ 19523–81). Номинальная частота вращения nдвиг. = 1500–1500·2,3/100=1465,5 об/мин, угловая скорость wдвиг. = p · nдвиг. / 30 = 3,14 · 1465,5 / 30 = 153,467 рад/с. Oбщее передаточное отношение: u = wвход. / wвых. = 153,467 / 18,75 = 8,185 Для передач выбрали следующие передаточные числа: u1 = 3,15 u2 = 2,5 Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:
Мощности на валах: P1 = Pтреб. · hподш. · h(муфты 1) = 11,851 · 103 · 0,99 · 0,98 = 11497,84 Вт P2 = P1 · h1 · hподш. = 11497,84 · 0,975 · 0,99 = 11098,29 Вт P3 = P2 · h2 · hподш. = 11098,29 · 0,975 · 0,99 = 10393,388 Вт Вращающие моменты на валах: T1 = P1 / w1 = (11497,84 · 103) / 153,467 = 74920,602 Н·мм T2 = P2 / w2 = (11098,29 · 103) / 48,72 = 227797,414 Н·мм T3 = P3 / w3 = (10393,388 · 103) / 19,488 = 533322,455 Н·мм По таблице П. 1 (см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью Pдвиг.=15 кВт и скольжением 2,3% (ГОСТ 19523–81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1465,5 об/мин. Передаточные числа и КПД передач
Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
2. Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи 2.1 Проектный расчётТак как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. 3, табл. 3.3 [1]): – для шестерни: сталь: 45 термическая обработка: улучшение твердость: HB 230 – для колеса: сталь: 45 термическая обработка: улучшение твердость: HB 200 Допустимые контактные напряжения (формула (3.9) [1]), будут: [sH] = sH lim b · KHL / [SH] По таблице 3.2 гл. 3 [1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350: sH lim b = 2 · HB + 70. sH lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа; sH lim b (колесо) = 2 · 200 + 70 = 470 МПа; [SH] – коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL – коэффициент долговечности. KHL = (NH0 / NH) 1/6, где NH0 – базовое число циклов нагружения; для стали шестерни NH0 (шест.) = 17000000; для стали колеса NH0 (кол.) = 10000000; NH = 60 · n · c · tS Здесь: – n – частота вращения, об./мин.; nшест. = 1465,502 об./мин.; nкол. = 465,239 об./мин. – c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении; tS = 20000 ч. – продолжительность работы передачи в расчётный срок службы. Тогда: NH (шест.) = 60 · 1465,502 · 1 · 20000 = 1758602400 NH (кол.) = 60 · 465,239 · 1 · 20000 = 558286800 В итоге получаем: КHL (шест.) = (17000000 / 1758602400) 1/6 = 0,462 Так как КHL (шест.)<1.0, то принимаем КHL (шест.) = 1 КHL (кол.) = (10000000 / 558286800) 1/6 = 0,512 Так как КHL (кол.)<1.0, то принимаем КHL (кол.) = 1 Допустимые контактные напряжения: для шестерни [sH1] = 530 · 1 / 1,1 = 481,818 МПа; для колеса [sH2] = 470 · 1 / 1,1 = 427,273 МПа. Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет: [sH] = [sH2] = 427,273 МПа. Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5 [1]: KHb = 1,25. Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba = b / aw = 0,2, (см. стр. 36 [1]). Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3 [1]: aw = Ka · (u + 1) · (T2 · KHb / [sH] 2 · u2 · yba) 1/3 = 49.5 · (3,15 + 1) · (227797,414 · 1,25 / 427,2732 · 3,152 · 0,2) 1/3 = 189,577 мм. где для прямозубых колес Кa = 49.5, передаточное число передачи u = 3,15; T2 = Тколеса = 227797,414 Н·мм – момент на колесе. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 будет: aw = 180 мм. Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации: mn = (0.01…0.02) · aw мм, для нас: mn = 1,8.. 3,6 мм, принимаем: по ГОСТ 9563–60* (см. стр. 36 [1]) mn = 2 мм. Задаемся суммой зубьев: SZ = z1 + z2 = 2 · aw / mn = 2 · 180 / 2 = 180 Числа зубьев шестерни и колеса: z1 = SZ / (u + 1) = 180 / (3,15 + 1) = 43,373 Принимаем: z1 = 43 z2 = SZ – z1 = 180 – 43 = 137 Угол наклона зубьев b = 0o. Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: d1 = mn · z1 / cos(b) = 2 · 43 / cos(0o) = 86 мм; d2 = mn · z2 / cos(b) = 2 · 137 / cos(0o) = 274 мм. Проверка: aw = (d1 + d2) / 2 = (86 + 274) / 2 = 180 мм. диаметры вершин зубьев: da1 = d1 + 2 · mn = 86 + 2 · 2 = 90 мм; da2 = d2 + 2 · mn = 274 + 2 · 2 = 278 мм. ширина колеса: b2 = yba · aw = 0,2 · 180 = 36 мм; ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41 мм; Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру: ybd = b1 / d1 = 41 / 86 = 0,477 Окружная скорость колес будет: V = w1 · d1 / 2 = 153,467 · 86 · 10–3 / 2 = 6,599 м/c; При такой скорости следует принять для зубчатых колес 7-ю степень точности. Коэффициент нагрузки равен: KH = KHb · KHa · KHv. Коэффициент KHb=1,048 выбираем по таблице 3.5 [1], коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4 [1], коэффициент KHv=1,07 выбираем по таблице 3.6 [1], тогда: KH = 1,048 · 1 · 1,07 = 1,121 2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениямПроверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6 [1]: sH = (310 / aw) · ((T2 · KH · (u + 1) 3) / (b2 · u2)) 1/2 = (310 / 180) · ((227797,414 · 1,121 · (3,15 + 1) 3; 36 · 3,152)) = 389,293 МПа. £ [sH] Силы, действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4 [1]: окружная: Ft = 2 · T1 / d1 = 2 · 74920,602 / 86 = 1742,34 Н; радиальная: Fr = Ft · tg(a) / cos(b) = 1742,34 · tg(20o) / cos(0o) = 634,16 Н; осевая: Fa = F t · tg(b) = 1742,34 · tg(0o) = 0 Н. 2.3 Проверка зубьев передачи на изгибПроверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22 [1]: sF = Ft · KF · YF / (b · mn) £ [sF] Здесь коэффициент нагрузки KF = KFb · KFv (см. стр. 42 [1]). По таблице 3.7 [1] выбираем коэффициент расположения колес KFb = 1,089, по таблице 3.8 [1] выбираем коэффициент KFv=1,35. Таким образом коэффициент KF = 1,089 · 1,35 = 1,47. Y – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл. 3, пояснения к формуле 3.25 [1]): у шестерни: Zv1 = z1 / cos3 (b) = 43 / cos3 (0o) = 43 у колеса: Zv2 = z2 / cos3 (b) = 137 / cos3 (0o) = 137 Тогда: YF1 = 3,688; YF2 = 3,582 Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24 [1]: [sF] = soF lim b · KFL / [Sf]. KFL – коэффициент долговечности. KFL = (NFO / NF) 1/6, где NFO – базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000; NF = 60 · n · c · tS Здесь: – n – частота вращения, об./мин.; nшест. = 1465,502 об./мин.; nкол. = 465,239 об./мин. – c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении; tS = 20000 ч. – продолжительность работы передачи в расчётный срок службы. Тогда: NF (шест.) = 60 · 1465,502 · 1 · 20000 = 1758602400 NF (кол.) = 60 · 465,239 · 1 · 20000 = 558286800 В итоге получаем: КFL (шест.) = (4000000 / 1758602400) 1/6 = 0,363 Так как КFL (шест.)<1.0, то принимаем КFL (шест.) = 1 КFL (кол.) = (4000000 / 558286800) 1/6 = 0,439 Так как КFL (шест.)<1.0, то принимаем КFL (шест.) = 1 Для шестерни: soF lim b = 414 МПа; Для колеса: soF lim b = 360 МПа. Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24 [1]: [SF] = [SF]' · [SF]». где для шестерни [SF]' = 1,75; [SF]' = 1; [SF (шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75 для колеса [SF]' = 1,75; [SF]» = 1. [SF (кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75 Допускаемые напряжения: для шестерни: [sF1] = 414 · 1 / 1,75 = 236,571 МПа; для колеса: [sF2] = 360 · 1 / 1,75 = 205,714 МПа; Находим отношения [sF] / YF: для шестерни: [sF1] / YF1 = 236,571 / 3,688 = 64,146 для колеса: [sF2] / YF2 = 205,714 / 3,582 = 57,43 Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше. Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1]: sF2 = (Ft · KF · YF1) / (b2 · mn) = (1742,34 · 1,47 · · 3,582) / (36 · 2) = 127,422 МПа sF2 = 127,422 МПа < [sf] = 205,714 МПа. Условие прочности выполнено. Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм |
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |