|
Курсовая работа: Редуктор цилиндрическийКурсовая работа: Редуктор цилиндрическийПРИВОД К ГОРИЗОНТАЛЬНОМУ ВАЛУ (редуктор цилиндрический) Содержание Введение 1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода 2 Расчёт привода редуктора 3 Расчет редуктора 3.1 Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений 3.2 Геометрический расчёт редуктора 3.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность 3.4 Проверка передачи на отсутствие растрескивания 3.5 Проверка зубьев на усталостную прочность при изгибе 4 Предварительный расчет валов 5 Подбор шпонок и проверка шпоночных соединений 6 Компоновка редуктора 7 Уточненный расчет валов 8 Проверка долговечности подшипников 9 Выбор смазки редуктора 10 Проверка прочности шпоночных соединений 11 Подбор и расчёт муфты 11 Список используемой литературы 1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. 1.1. Выбор электродвигателя Требуемая мощность электродвигателя: P=3,5 кВт. PэдP. По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А, стандартной мощности: Pэд = 4 кВт. Частота вращения вала электродвигателя определяется по зависимости nэд = nпр·uцил·uрем. Здесь uцил, uрем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5. nэд = 210·3,5·1,9=1396,5 об/мин. Воспользовавшись рекомендациями [4, с. 333] найдём наиболее близкую частоту вращения стандартного двигателя. Выбрали двигатель типа 4А100L4, nэд=1430 об/мин. 1.2. Определение передаточных чисел привода Общее передаточное число приводаuпр=6,8. По ГОСТ 2185-66 возьмём стандартные значения передаточных чисел (uцил=3,5; uрем=2) uпр ст = uцил ст·uрем ст = 3,5·2 = 7. По ГОСТ 2185-66 uпр ст =7,1 Отклонение стандартного значения 0передаточного числа от фактического значения передаточного числа не должно превышать 4%. В данном случаи 1.3. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах Частота вращения на входном (быстроходном) валу n1 = 735 об/мин. Частота вращения на выходном (тихоходном) валу n2 = 215 об/мин. Крутящий момент на приводном валу Tпр = T2 Крутящий момент на ведущем шкиве ремённой передачи (на валу электродвигателя) Tэд = 26,7 Н·м. Крутящий момент на входном валу редуктора T1 = 26,7∙0,95∙1,9=48,19 Н·м. Крутящий момент на выходном валу редуктора T2 = 48,19∙3,5∙0,97=163,6 Н·м. 2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений По типу производства назначаем вид термообработки: для серийного производства – улучшение для колеса и закалка ТВЧ для шестерни (Токи Высокой Частоты). Для изготовления колёс принимаем сталь 40Х, как наиболее распространённую в общем редукторостроении. Шестерня: HRC1 = 45; sв = 1500 МПа; sт = 1300 Мпа. Колесо: HВ2 = 250; sв = 850 МПа; sт = 550 Мпа. 2.1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни . Закалка ТВЧ sH lim b 1 = 17·+200 = 17·45+200 =965 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям). SH 1 = 1,2 (коэффициент запаса безопасности). NHE 1 = = 60·735·1500·(2,23·10-4+13·0,4+0,63·0,4+0,33·0,2) = 326·106 (эквивалентное число циклов). m=9 (показатель кривой усталости), так как HB>350. NHO 1 = 30·(10)2,4 = 30·(10·45)2,4 = 70·106 (базовое число циклов). Так как NHE1>NHO1, то KHL 1 = 1 (коэффициент долговечности). = 804 МПа. 2.2 .Определение допускаемых контактных напряжений для колеса Улучшение sH lim b 2 = 2·+70 = 2·250+70 =570 МПа. SH 2 = 1,1. NHE 2 = = 93·106. NHO 2 = 30·()2,4 = 30·2502,4 = 17,1·106. Так как NHE2>NHO2, то KHL 2 ==1. =518 МПа. Расчётное значение допускаемых контактных напряжений [sH]р = [sH]min = 518 МПа. Допускаемые контактные напряжения при перегрузке [sH]max 2 = 2,8·sТ =2,8·550 =1540 МПа. [sH]max 1 = 40·HRC =40·45 =1600 МПа. 2.2. Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса 2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни sF lim b 1 = 650 МПа. SF1 = 1,75 (коэффициент запаса). KFC1 = 1, так как передача нереверсивная. NFO1 = 4·106. NFE1 = 60·735·1500·(2.29·10-4+0,4+0.69·0,4+0,39·0,2) = 347·106. Так как NFE1>NFO1, то KFL1=1. [sF]1 = 371,4 МПа. 2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса sF lim b 2 =1,8∙=1,8∙250=450 МПа. Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке [sF]max = 0,6·sв = 0,6·1500 = 900 МПа. SF2 = 1,75 (коэффициент запаса). KFC2 = 1, так как передача нереверсивная. NFO2 = 4·106. NFE2 = 99·106. Так как NFE2>NFO2, то KFL2=1. [sF]2 = 260 МПа. Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке [sF]мах1=0,6·sв1=0,6·1500=900 МПа. [sF]мах2=0,8·sт2=0,8·550=440 МПа. 3. Расчёт цилиндрической прямозубой передачи 3.1. Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи Межосевое расстояние . Ka = 490 МПа. KHb = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки). yba = 0,315 (коэффициент ширины колеса). 127 мм. По рекомендации [2, с. 246] выбираем стандартное рекомендуемое межосевое расстояние а= 160 мм. 2. Назначаем нормальный модуль по соотношению mn = (0,01…0,02)·аw2 мм. mn = (0,01…0,02)·160 = (1,6…3,2) мм. По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m = 4, так как для силовых передач m2 мм. 3. Определяем число зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни . z1 = 17.7>17. Принимаем z1 = 18. Число зубьев колеса z2 = u·z1 = 3.5·18 = 63. 4. Уточняем передаточное число uф =3.5. Отклонений от требуемого u нет (допускается 4%). 5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс d1 = mn ·z1 = 4·18 = 72 мм. d2 = mn ·z2 = 4·63 = 252 мм. 6. Проверка межосевого расстояния аw = 0,5·(d1+d2) = a. аw = 0,5·(72+252) = 162 мм. = а= 160 мм. 7. Определяем ширину зубчатых колёс b2 = yba·aw = 0,315·160 = 50,4 мм. По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения b2 = 55 мм. Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм. больше b1 = b2+(5…8) = 55+(5…8) = (60…63) мм. принимаем b1 = 60 мм. 3. 2. Проверочный расчёт цилиндрической прямозубой передачи Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75. 3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость . ZH= (коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев). aw = 20° (угол зацепления). ZH =1,76. ZM = (коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, МПа). (приведенный модуль упругости). E1 = E2 =2,1·105 МПа. Eпр=2,1·105 МПа. m = 0,3 (коэффициент Пуассона). ZM =271,1 МПа. Ze = (коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий). (коэффициент торцевого перекрытия). ea =1,7. Ze =0,9. (окружная сила). Ft ==1300 Н. KH = KHb·KHV (коэффициент нагрузки). KHb – коэффициент концентрации нагрузки. K– коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбирается в зависимости от . Þ K= 1,26. При непостоянной нагрузке KHb = (1-х)∙ K + х х =10-4∙2,2+0,4∙1+0,4∙0,6+0,2∙0,3=0,7 KHb = (1-0,7) ∙1,26+0,7= 1,08. Определяем KHV (коэффициент динамичности) в зависимости от V (окружной скорости). V =2,8 м/с. Принимаем 8-ю степень точности по рекомендации [2, с. 259] (тихоходные передачи машин низкой точности). Находим KHV = 1,22. KH = 1,08·1,22 = 1,3. sH =318 МПа. sH = 706,8 < [sH]min = 828,3 МПа. Недогрузка передачи составляет DsH =39% >[DsH]=(12…15)%, что указывает на возможность уменьшения габаритов передачи. Уменьшить межосевое расстояние нельзя по конструктивным соображениям. Изменим ширину зубчатых колес. Принимаем yba=0,25. Тогда b2 =40 мм, b1 =50, K=1,14, KHb = (1-0,7)1,14+0,7=1,042 KH = 1,042·1,22 = 1,27. sH =370 МПа. DsH =28% >[DsH]=(12…15)% Однако дальнейшее уменьшение ширины колес может привести к возрастанию виброактивности колес. В связи с этим дальнейшее изменение размеров передачи нецелесообразно несмотря на ее значительную недогрузку. 3.2.2 Проверка передачи на изгибную выносливость (условие работоспособности на изгиб для прямозубых колёс). С достаточной степенью точности можно считать, что KFb = KHb, а KFV = KHV. YF (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента x (x1 = x2 = 0) YF1 = 4,07; YF2 = 3,61. На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение минимально. Следовательно, на изгибную прочность проверяем зубья колеса. sF2 =26 МПа. sF2 = 26 МПа < [sF]1 = 260 МПа. Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках. . sH =370 МПа, , =1540 МПа sH max =550 МПа < [sH]max = 1540 МПа. Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать. sF max =816 < [sF]max = 900 МПа. Следовательно, объёмная пластическая деформация будет отсутствовать. 3.3 Геометрические характеристики зацепления Определяются только те геометрические характеристики, которые необходимы при вычерчивании зубчатого зацепления передачи и рабочих чертежей зубчатых колёс. Расчёт геометрических размеров передачи внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70. Некоторые размеры и параметры передачи уже определены. mn = 4 мм; aw = 160 мм; b1 = 60 мм; b2 = 55 мм; d1 = 72 мм; d2 = 252 мм; u = 3,5. Диаметры окружностей выступов da1 = d1+2·(h+x1)· mn; da2 = d2+2·(h+x2)· mn. h= 1 (коэффициент высоты головки зуба исходного контура). x1 = x2 = 0 (коэффициенты смещения режущего инструмента). da1 = 72+2·(1+0)·2 = 76 мм; da1 = 252+2·(1+0)·2 = 256 мм. Диаметры окружностей впадин зубьев df1 = d1-2·(h+c*-x1)· mn; df2 = d2-2·(h+c*-x2)· mn. c* = 0,25 (коэффициент радиального зазора исходного контура). df1 = 72-2·(1+0,25-0)·2 = 67 мм; df2 = 252-2·(1+0,25-0)·2 = 247 мм. 3.4 Ориентировочная оценка КПД редуктора Для одноступенчатого редуктора hред = hпер = 1-yз-(yn+yr). yз = 2,3·f· (коэффициент, учитывающий потери в зацеплении; по данной зависимости определяется при x1 = x2 = 0). f = (0,06…0,1) (коэффициент трения в зубчатом зацеплении). Принимаем f = 0,07. yз = 2,3·0,07·= 0,0115. yn – коэффициент, учитывающий потери в подшипниках. yr – коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла (гидравлические потери). (yn+yr) = 0,15…0,03. Так как передача имеет невысокую окружную скорость (V = 2,8 м/с), принимаем (yn+yr) = 0,03. hред = 1-0,01-0,03 = 0,96. Теоретическое определение потерь крайне затруднено, поэтому на практике КПД редукторов определяют на натуральных объектах, пользуясь специальными испытательными установками. 3.5 Определение усилий, действующих в зацеплении Окружная сила Ft =1300 Н. Осевая сила Fa = Ft·tgb = 0, так как b = 0°. Радиальная сила Fr =473 Н. 4 Расчёт ремённой передачи 1. Размер сечения выбираем по рекомендации [1, с. 152] в зависимости от Tэд и nэд. Tэд =26,7 Н·м. Принимаем клиновой ремень нормального сечения типа А. 2. Назначаем расчётный диаметр малого шкива dр1 min. По рекомендации [1, с. 151] для ремня сечения А имеем dр1 min = 90 мм. Следует применять шкивы с большим, чем dр min диаметром. По ГОСТ 20889-75 – ГОСТ 20897-75 принимаем dр1 = 100 мм. 3. Определяем расчётный диаметр большего шкива dр2 = (1-e)·dр1·uрем. e = 0,02 (коэффициент скольжения). dр2 = (1-0,02)·100·2 = 196 мм. Полученный диаметр округляем до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 20897-75 dр2 = 200 мм. Уточняем передаточное число uрем =2,04. 4. Определяем межосевое расстояние. Минимальное межосевое расстояние amin = 0,55·(dр1+dр2)+h. h = 8 мм (высота профиля ремня для сечения А). amin = 0,55·(100+200)+8 = 173 мм. amax =2·(100+200) = 600 мм. Для увеличения долговечности ремней принимают a > amin. Причём a назначается в зависимости от передаточного числа uрем и расчётного диаметра dр2. По рекомендации [1, с. 153] при uрем = 2 имеем 1,2. a = 1,2·dр2 = 1,2·200 = 240 мм. Учитывая компоновку привода, принимаем окончательное межосевое расстояние a = 430 мм. 5. Определим длину ремня . V1 – скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива. V1 =7,5 м/с. Lmin =(375…250) мм. L = 2·200+0,5·3,14·(100+200)+= 884 мм. L > Lmin, следовательно ремень будет иметь достаточную долговечность. Полученную длину L округляют до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 1284.3-80. Принимаем L = 900 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.Учитывая изменение межосевого расстояния (a=430 мм), полученное при компоновке общего вида привода к горизонтальному валу, получим окончательную длину ремня L = 1250 мм. 6. Уточняем межосевое расстояние передачи a = 0,25·[L-D1+], где D1 = 0,5·p·(dр1+dh2) = 0,5·3,14·(100+200) = 471 мм, D2 = 0,25·(dр1-dр2)2 = 0,25·(200-100)2 = 2500 мм2. a = 0,25·[1250-471+] = 390 мм. Округляем полученное значение до ближайшего из стандартного ряда чисел a = 430 мм. Принимаем угол обхвата на малом шкиве . a1 =152° > [a1] = 120°. Следовательно, угол обхвата на малом шкиве имеет достаточную величину. 7. Допускаемая мощность, которую передаёт ремень в заданных условиях эксплуатации [P] = (P0·Ca·CL+10-4·DTи·n1) ·Cр. Определим P0 – номинальную мощность, которую передаёт ремень в определённых условиях (a1 = 180°, u = 1, V = 10 м/с, длина ремня L0, спокойная нагрузка) P0 = 1,3. Значения коэффициентов Ca, CL, DTи, Cр, Cz Ca = 0,95 (коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата). CL = 0,95 (коэффициент, учитывающий реальную длину ремня). DTи = 1,1 (поправка к моменту на быстроходном валу). Cр = 0,95 (коэффициент, учитывающий режим работы передачи, в данном случаи для односменной работы). [P] = (1,3·0,95·0,95+10-4·1,1·1430) ·0,95 = 1,19 кВт. 8. Необходимое количество ремней с учётом неравномерности нагрузки на ремни . Cz = 0,9 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между одновременно работающими ремнями). z =3,7. Принимаем z = 4, что меньше zmax = 6. Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней. 9. Сила предварительного натяжения одного ремня . qm = 0,105 кг/м (масса одного метра длины ремня). F0 =121 Н. 10. Нагрузка на валы передачи Fрем =940 Н. Угол между силой и линией центров передачи Q =10°. Если Q 20°, то с достаточной степенью точности можно принимать, что Fрем направлена по линии центров передачи. 11. Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах nn =[nn] = 10 с-1. nn ==8,3 с-1 < [nn]. 12. Размеры шкивов клиноремённых передач регламентированы ГОСТ 20889-80 – ГОСТ20897-80, размеры профиля канавок регламентированы ГОСТ 20898-80. 5. Расчёт муфт Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечить компенсацию смещений соединяемых валов (осевых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента и прочее. Наиболее распространённые муфты стандартизированы или нормализованы. Выбор муфт проводится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента. 1. Определяем расчётный момент муфты Tрм = k·Tм, где Tм – номинальный момент на муфте (Tм = T2 = 163,6 Н·м), k – коэффициент режима работы. Принимаем, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв. k = k1·k2. k1 = 1,2 (коэффициент безопасности; поломка муфты вызывает аварию машины). Страницы: 1, 2 |
|
|||||||||||||||||||||||||||||
|
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. |