Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Курсовой проект. Одноступенчатый редуктор - файл курсовой по ПМ мой.doc


Курсовой проект. Одноступенчатый редуктор
скачать (518.8 kb.)

Доступные файлы (2):

курсовой по ПМ мой.doc295kb.17.11.2009 00:22скачать
курсовой по ПМ мой(часть 2).docскачать

содержание
Загрузка...

курсовой по ПМ мой.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...

- -

Содержание
1. Кинематический и силовой расчет передачи.

1.1. Определяем частоту вращения вала рабочей машины.

1.2. Определяем потребную мощность на валу рабочей машины.

1.3. Рассчитываем потребную мощность электродвигателя.

1.4. По данным формулы (1.3) и ГОСТ 19253-81 выбираем электродвигатель.

1.5. Уточняем крутящий момент и частоту вращения на быстроходном и тихоходном валу в соответствии с принятым электродвигателем.

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений [sH] и [sF].

2.1. Для изготовления колес по таблице 2.1 материал принимаем одной марки. Разность твердостей материала обеспечиваем методом термической обработки.

2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

2.3. Определяем допускаемое напряжение изгиба.

3. Геометрический расчет передачи.

3.1. Определяем межосевое расстояние.

3.2. Определяем рабочую ширину колеса и шестерни.

3.3. Ориентировочно определяем величину модуля.

3.4. Минимальный угол наклона зубьев для косозубых колес.

3.5. Определяем суммарное число зубьев.

3.6. Уточняем угол наклона зубьев.

3.7. Находим число зубьев на шестерне и колесе.

3.8. Уточняем фактическое передаточное число.

3.9. Определяем делительные диаметры шестерни и колеса.

3.10. Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса.

3.11. Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса.

3.12. Проверяем межосевое расстояние передачи.

3.13. Определяем окружную скорость.

3.14. Выбираем степень точности изготовления передачи.

4. Проверочный расчет зубьев передачи на прочность.

4.1. Проверочный расчет зубьев передачи на контактную выносливость.

4.2. Проверочный расчет зубьев передачи на изгибную выносливость.

4.3. Проверка прочности зубьев при перегрузке.

4.3.1. Расчет на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.

4.3.2. Расчет по максимальному напряжению на изгиб.

5. Конструктивная разработка и расчет валов.

5.1. Конструктивная разработка и расчет быстроходного вала.

5.1.1. Выбор муфты.

5.1.2. Разработка эскиза быстроходного вала.

5.1.3. Выбор шпонки и проверочный расчет шпоночного соединения.

5.1.4. Определение сил, действующих на быстроходный вал.

5.1.5. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

5.1.6. Расчет быстроходного вала на сопротивление усталости.

5.2. Конструктивная разработка и расчет тихоходного вала.

5.2.1. Выбор муфты.

5.2.2. Разработка эскиза тихоходного вала.

5.2.3. Выбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения.

5.2.4. Определение сил, действующих на тихоходный вал.

5.2.5. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

5.2.6. Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.

6. Подбор и расчет подшипников.

6.1. Быстроходный вал.

6.2. Тихоходный вал.

7. Конструктивная разработка элементов редуктора.

7.1. Зубчатое колесо.

7.2. Крышки подшипниковых узлов.

7.3. Корпус и крышка редуктора.

8. Выбор смазки редуктора.

9. Литература.



Задание:


Рассчитать цилиндрическую косозубую передачу в закрытом корпусе по следующим данным:

ω2 = 38 рад/с - угловая частота выходного вала;

Т2 = 210 Нм - крутящий момент на выходном валу;

Lh = 20000 час. - срок службы.

Нагрузка постоянная, но во время пуска она кратковременно повышается в 1,6 раза. Входной и выходной валы редуктора соединяются с валом электродвигателя и валом рабочей машины при помощи муфт упругих втулочно-пальцевых (МУВП).


Рис 1.1. Кинематическая схема редуктора.


  1. Корпус

  2. Полумуфты

  3. Быстроходный вал

  4. Тихоходный вал

  5. Опоры

  6. Зубчатое колесо

  7. Шестерня






^

1. Кинематический и силовой расчет передачи.


1.1. Определяем частоту вращения вала рабочей машины:

об/мин; (1.1)

где n2 – частота вращения вала рабочей машины, мин-1;

w2 – угловая частота вращения вала рабочей машины, с-1.

1.2. Определяем потребную мощность на валу рабочей машины:

Вт (1.2)

где Р2 – потребная мощность на валу рабочей машины, Вт;

Т2 – крутящий момент навалу рабочей машины, Н×м.

1.3. Рассчитываем потребную мощность электродвигателя:

кВт (1.3)

где Р1 – потребная мощность электродвигателя, кВт;

h – КПД одноступенчатого цилиндрического редуктора с косыми зубьями, h = 0,96…0,98.

1.4. По данным формулы (1.3) и ГОСТ 19253-81 выбираем электродвигатель. Наиболее широко в приводах машин используют асинхронные двигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Выбирая электродвигатель, следует помнить, что при одной и той же мощности с уменьшением частоты вращения двигателя увеличиваются его габаритные размеры и масса, значительно увеличивается его стоимость. Однако с увеличением частоты вращения усложняется передаточный механизм.


Таблица 1.1


Мощность Рд, кВт

Тип двигателя

Частота вращения, об/мин.

11,0

4А132М2

2900

4А132М4

1460

4А160S6

975

4А160М8

730

Результаты выбора электродвигателя приводим в таблице 1.1.


Р1

кВт

Рд

кВт

nд

об/мин

n2

об/мин



u

СТ СЭВ 221—75



8,1

11,0

2900

363

7,988

8,0

1,25

1460

4,022

4,0

0,55

975

2,685

3,15

17,4

730

2,011

2,0

0,55


Окончательно принимаем электродвигатель, для которого передаточное отношение не больше 8, и отклонение фактического передаточного отношения от номинального – минимальное:

Тип ^ 4А160М8

Мощность 11,0

Частота вращения вала 730

1.5. Уточняем крутящий момент и частоту вращения на быстроходном и тихоходном валу в соответствии с принятым электродвигателем.

Примечание: при определении моментов Т1 и Т2 мощность Рд подставлять в Вт.

Быстроходный вал:

; рад/с; Нм.

Тихоходный вал:

об/мин ; рад/с ; Нм.

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений [sH] и [sF].



2.1. Для изготовления колес по таблице 2.1 материал принимаем одной марки. Разность твердостей материала обеспечиваем методом термической обработки. Для предотвращения заедания зубчатых колес твердость шестерни должна быть на 30-70 HB выше, чем твердость колеса.

Таблица 2.1




Материал

Термообработка

Твердость НВ

sв, МПа

sт, МПа

1

Для шестерни

сталь 40Х

Улучшение

260..302

900

590

2

Для колеса

сталь 40Х

Нормализация

200..230

760

490


2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Для шестерни: МПа (2.1)

Для колеса:

Министерство Образования и Науки Украины

Украинский Государственный Химико-Технологический Университет


Кафедра деталей машин
Редуктор Цилиндрический Одноступенчатый

Выполнил: студент группы 2-ХТТ-29 Шаповал Р.А.


Проверил: руководитель проекта Ермаков П.П.


МПа (2.2)

где sH lim bi – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений [табл. 2.3].

SH – коэффициент безопасности зубчатых колес [табл. 2.3].

KHLi – коэффициент долговечности [рис. 2.1.].

Коэффициент долговечности определяем в зависимости от отношения NHE/NHO.

NHO – базовое число циклов напряжений в зубьях;

NHE – эквивалентное число циклов напряжений.

Для шестерни: (2.3)

Для колеса: (2.4)

Т.к. НВ1 – НВ2 < 100, то за расчетное [sН]Р принимаем меньшее из [sН]1 и [sН]2: [sН]Р = 482 МПа.

2.3. Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Для шестерни: МПа (2.5)

Для колеса: МПа (2.6)

где sFlim bi – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по [табл. 2.3],

KFL – коэффициент долговечности, KFL = 1;

SF – коэффициент безопасности, SF = 1,7 … 2,2.
^

3. Геометрический расчет передачи.


Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол профиля исходного контура a=20° (СТ СЭВ 308-76), коэффициент смещения исходного профиля Х=0.

3.1. Определяем межосевое расстояние:

мм (3.1)

где Ка – обобщенный коэффициент, Ка = 430;

Т2 – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м;

КНb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

yba – коэффициент ширины венца колеса (табл. 3.2).

Коэффициент КНb определяют по таблице 3.1 в зависимости от НВ и ybd:

(3.2)

Округляем аw в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 229-75 .

3.2. Определяем рабочую ширину колеса и шестерни:

мм (3.3)

мм (3.4)

Полученные значения округляем до целых чисел.

3.3. Ориентировочно определяем величину модуля:

мм (3.5)

Окончательно принимаем его значение по СТ СЭВ 310-76, но не менее 1,5 мм (табл. 3.4), m=3 мм.

3.4. Угол наклона зубьев :

(3.6)

3.5. Определяем суммарное число зубьев:

(3.7)

Полученное значение округляем до целого числа =103.

3.6. Уточняем угол наклона зубьев: (3.8)

3.7. Находим число зубьев на шестерне и колесе:

; ; (3.9)

Число зубьев на шестерне должно быть не менее 17.
3.8. Уточняем фактическое передаточное число:

(3.10)

Отклонение от заданного передаточного числа не должно превышать 3%:

(3.11)

3.9. Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

мм; мм (3.12)

3.10. Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

мм мм (3.13)

3.11. Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

мм

мм (3.14)

3.12. Проверяем межосевое расстояние передачи:

мм (3.15)

3.13. Определяем окружную скорость:

м/с (3.16)

3.14. Выбираем степень точности изготовления передачи по таблице 3.5 и принимаем её равной 9.

4. Проверочный расчет зубьев передачи на прочность.

Расчет передачи на прочность проводим по ГОСТ 21354-75 (с некоторыми упрощениями).

4.1. Проверочный расчет зубьев передачи на контактную выносливость:

(4.1)

где Zm=275 – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес;

ZH – коэффициент, учитывающий форму колес сопряженных поверхностей зубьев: (4.2)

Ze - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи:

(4.3)

где ea - коэффициент торцового перекрытия,

(4.4)

KHV – коэффициент динамической нагрузки определяем по таблице 4.1;

KHa - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, определяем по таблице 4.2.

Полученные действительные контактные напряжения должны быть меньше допускаемых напряжений.

; 379МПа482МПа (4.5)
4.2. Проверочный расчет зубьев передачи на изгибную выносливость.

Расчет по напряжениям изгиба производим по формулам:

(4.6)

(4.7)

где YF – коэффициент формы зуба;

Yb – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;

KFb – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (таблица 3.1);

KFV – коэффициент динамической нагрузки;

KFa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Определим величины, входящие в формулу (4.6).

YF1 и YF2 определяем по таблице 4.3.в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

(4.8)

Коэффициент Yb, учитывающий угол наклона зубьев:

(4.9)

Коэффициент KFV определяем по таблице 4.4.

Коэффициент KFa определяем по таблице 4.5.
4.3. Проверка прочности зубьев при перегрузке.

При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию или хрупкий излом от максимальной нагрузки. По условиям задания максимальная нагрузка .

4.3.1. Расчет на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.

Расчет производят для колеса по формуле:

=1652 МПа (4.10)

где sН – расчетное контактное напряжение, вызываемое расчетным контактным моментом (ранее определено по формуле (4.1);

[sН]max – допускаемое максимальное контактное напряжение.

При термообработке нормализация, улучшение или объемная закалка, [sН]max = 2,8×sТ = 2,8∙590 =1652 МПа (4.11)

где: sТ – предел текучести материала (таблица 2.2).

при цементации зубьев и закалке токами высокой частоты:

[sН]max = 40 HRC (4.12)

4.3.2. Расчет по максимальному напряжению на изгиб:

= 472 МПа (4.13)

где sF – меньшее из значений изгибающего напряжения, рассчитанных по формулам (4.6) и (4.7);

[sF]max – допускаемое максимальное напряжение на изгиб:

при НВ  350 [sF]max = 0,8×sТ =0.8 ∙ 590 = 472 МПа (4.14)

при НВ  350 [sF]max = 0,8×sВ = 0,6∙490 = 392 МПа (4.15)


Скачать файл (518.8 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации