Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Рассчитать зубчатую закрытую цилиндрическую передачу общего назначения с ресурсом работу .
Исходные данные:
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода
1.1 Определяем общий коэффициент полезного действия привода:
(1.1)
где – КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи,
– КПД открытой ремённой передачи, принимаем
– КПД, учитывающий по тери на трение в опорах вала,
для пары подшипников качения
– КПД, учитывающий потери в муфте, принимаем
1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя
(1.2)
где - мощность на выходном валу;
(1.3)
Выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором серии 4А основного исполнения (закрытые обдуваемые) номинальной мощности , большей, но ближайшей к требуемой : . Применив для расчёта четыре варианта типа двигателя.
По таблице П1 стр. 390 для требуемой мощности подходят электродвигатели следующих марок:
Таблица 1 – Выбор электродвигателя
|
Тип двигателя |
Номинальная мощность, кВт |
Частота вращения, мин-1 |
S, % |
|
|
синхронная |
при номинальной нагрузке |
|||
|
4А 160 S2 У3 |
15 |
3000 |
2935 |
2,1 |
|
4А 160 S4 У3 |
15 |
1500 |
1465 |
2,3 |
|
4А 160 М6 У3 |
15 |
1000 |
975 |
2,6 |
|
4А 180 M8 У3 |
15 |
750 |
730 |
2,5 |
Первый и третий варианты двигателя затрудняют реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством цилиндрического редуктора и ременной передачи из-за большого и малого переда точного числа всего привода. Четвёртый вариант не рекоменду ется для приводов общего назначения (двигатель весьма металлоёмкий);
Учитывая скорость вращения выходного вала привода , из названных марок предпочтение следует отдать второму: . Здесь габариты привода будут меньше, то есть, выбираем асинхронный короткозамкнутый электродвигатель:
1.3 Определяем передаточное число привода :
(1.4)
где – номинальная частота вращения двигателя,
Определяем передаточные числа ступеней привода:
1.4 Определяем мощности на валах привода
1.5 Определяем частоты вращения валов привода
1.6 Определяем угловые скорости на валах привода:
1.7 Определяем вращающие моменты на валах привода
Таблица 2 – Силовые и кинематические параметры привода
|
Тип двигателя 4А 160 S4 У3 |
|||||
|
Параметр |
Передача |
||||
|
открытая плоскоремённая |
закрытая цилиндрическая |
||||
|
Передаточное число, |
3,66 |
3,15 |
|||
|
КПД, |
0,96 |
0,97 |
|||
|
Вал |
Параметр |
||||
|
Расчётная мощность, |
Частота вращения, |
Угловая скорость, |
Вращающий момент, |
||
|
двигателя |
13,1 |
1465 |
153,3 |
85,5 |
|
|
редуктора |
быстроходный |
12,45 |
400 |
41,9 |
297,1 |
|
тихоходный |
11,95 |
160 |
16,7 |
713,4 |
|
|
выходной |
11,72 |
160 |
16,7 |
700 |
2 Расчёт закрытой передачи
Рисунок 2 - Кинематическая схема закрытой зубчатой передачи.
2.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колес. В средненагруженных передачах применяют зубчатые колеса с твёрдостью материала , обеспечивая чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокую точность изготовления и хорошую прирабатываемость зубьев.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни назначаем больше твёрдости колеса .
Допускаемые контактное напряжение и напряжение изгиба определим по формулам:
(2.1)
(2.2)
Выбираем материал:
- для изготовления колеса – сталь 45. ТО – улучшение. Механические свойства материала колеса – при предполагаемой ширине заготовки . Принимаем примерно среднее значение твёрдости – .
- для изготовления шестерни – сталь 45. ТО – улучшение. Механические свойства материала шестерни при предполагаемых размерах заготовки . Выбираем примерно среднее значение твёрдости, как наиболее вероятное – .
2.2 Определение средних контактных напряжений. Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса .
(2.3)
где – коэффициент долговечности,
(2.4)
где – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости,
– число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
(2.5)
Так как , то
Зубчатые передачи с непрямыми зубьями рассчитываются по среднему допускаемому контактному напряжению:
(2.6)
Определение допускаемых напряжений изгиба:
(2.7)
где – коэффициент долговечности, так как , то
Расчет модуля зацепления для цилиндрических передач выполняют по меньшему значению напряжений изгиба
2.3 Расчёт параметров передачи.
2.3.1 Определяем межосевое расстояние:
(2.8)
где вспомогательный коэффициент, для шевронных передач
коэффициент неравномерности нагрузки, при :
коэффициент ширины венца колеса, при симметричном расположении шестерни относительно опор
2.3.2 Определим ширину зубчатого венца шестерни и колеса :
(2.9)
принимаем
2.3.3 Определяем нормальный модуль зубьев по формуле:
(2.10)
где вспомогательный коэффициент, для шевронных передач
округляем до стандартного
2.3.4 Минимальный угол наклона зубьев для шевронной передачи
2.3.5 Определение суммарного числа зубьев:
(2.11)
принимаем
2.3.6 Определяем фактический угол наклона зубьев:
(2.12)
принимаем .
2.3.7 Определение числа зубьев зубчатых колёс:
(2.13)
(2.14)
Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес:
где коэффициент смещения исходного контура, принимаем
- делительный угол профиля зубьев в торцевом сечении;
где - угол профиля исходного контура,
так как и , подрезания зубьев колес не будет.
2.3.8 Определение фактического передаточного числа:
что допустимо.
2.3.9 Определение геометрических параметров передачи
Геометрические параметры передачи приведены на рисунке 3.
Рисунок 3 - Геометрические параметры цилиндрический зубчатой передачи
Диаметр делительный:
(2.15)
Диаметр вершин зубьев:
(2.16)
Диаметр впадин зубьев:
(2.17)
Основные диаметры:
Углы профилей зубьев на окружности вершин:
Коэффициент торцевого перекрытия:
где - угол зацепления, при ;
Осевой шаг зубьев
Коэффициент осевого перекрытия
Суммарный коэффициент перекрытия
Основной угол наклона линии зуба
2.4 Проверочный расчёт зубчатой передачи.
2.4.1 Определение фактического межосевого расстояния:
(2.18)
2.4.2 Рассмотрим пригодность заготовок колес передачи:
Условия пригодности заготовок колес выполняются.
2.4.3 Определение окружной скорости зубчатых колес:
(2.19)
назначаем 9 степень точности зубчатой передачи.
2.4.4 Определение сил, действующих в зацеплении:
(2.20)
(2.21)
2.4.5 Проверка контактного напряжения:
(2.22)
где – вспомогательный коэффициент, для шевронных передач,
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями, при 9-й степени точности и , ,
– коэффициент динамической нагрузки, при 9-й степени точности и , ,
2.4.6 Проверяем на условие недогрузки-перегрузки:
(2.23)
условие выполняется, контактная прочность зубьев обеспечивается.
2.4.7 Проверка напряжений изгиба зубьев:
(2.24)
(2.24)
где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для шевронных колес при 9-й степени точности
– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,
– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности,
– коэффициент, учитывающий наклон зубьев;
и – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса в зависимости
от эквивалента числа зубьев,
условие выполняется, прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
Таблица 3 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи
|
Проектный расчет |
||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Межосевое расстояние, |
148 |
Передаточное отношение |
2,5 |
|
|
Модуль зацепления |
2,5 |
Число зубьев: |
||
|
Вид зубьев |
шеврон |
– шестерни, |
31 |
|
|
Угол наклона зубьев, |
25,35 |
– колеса, |
76 |
|
|
Ширина зубчатого венца, мм: |
Диаметр окружности, мм: |
|||
|
– шестерни |
78 |
– делительный, шестерни, |
85,8 |
|
|
– колеса |
74 |
– делительный, колеса |
210,2 |
|
|
Силы в зацеплении, Н: |
– вершин шестерни |
90,8 |
||
|
– окружная сила, |
6788 |
– вершин колеса |
215,2 |
|
|
– радиальная сила, |
2734 |
– впадин шестерни |
79,8 |
|
|
– впадин колеса |
204,2 |
|||
|
Проверочный расчет |
||||
|
Параметр |
Допускаемый |
Расчетный |
Примечание |
|
|
Контактные напряжения, , МПа |
490 |
488,7 |
99,7% |
|
|
Напряжения изгиба, МПа |
288 |
117,6 |
40,8% |
|
|
258 |
115,4 |
44,7% |
3 Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников
Исходные данные для расчёта:
3.1 Расчёт ведущего (быстроходного) вала.
3.1.1 Определим диаметр выходного конца вала (рисунок 5):
(3.1)
где – допускаемое напряжение на кручение
принимаем
3.1.2 Длина выходного конца вала под шкив:
(3.2)
принимаем
Диаметр вала под уплотнение крышки и правый подшипник:
(3.3)
где – высота буртика, при
Принимаем ближайшее стандартное значение диаметра вала соответствующее диаметру внутреннего кольца подшипника –
Длина ступени вала под правый подшипник и уплотнение крышки:
(3.4)
принимаем
Диаметр вала под шестерню:
(3.5)
где – координата фаски подшипника, при
принимаем
Длину ступени вала под шестерню определим графически,
Диаметр вала под левый подшипник:
По диаметру вала в местах посадки подшипников в соответствии с для быстроходного вала цилиндрической шевронной передачи намечаем шариковые радиальные подшипники лёгкой серии №209 ГОСТ 8338-75, имеющие размеры:
Длина ступени вала под правый подшипник:
(3.6)
где – толщина маслозащитного кольца, ,
Конструкция ведущего вала редуктора приведена на рисунке 4.
Рисунок 4 – Конструкция быстроходного вала редуктора
3.2 Расчёт ведомого (тихоходного) вала
Диаметр выходного конца вала формула (3.1):
принимаем
где – допускаемое напряжение на кручение
Длина выходного конца ведомого вала полумуфту:
(3.7)
принимаем
Диаметр вала под левый подшипник формуле (3.3)
где – высота буртика, при
Принимаем ближайшее стандартное значение диаметра вала соответствующее диаметру внутреннего кольца подшипника –
Длина ступени вала под левый подшипник:
(3.8)
конструктивно принимаем
Диаметр вала под колесо по формуле (3.5):
принимаем
где – координата фаски подшипника, при
Диаметр вала под правый подшипник:
Длину ступени вала под колесо определим графически,
По диаметру вала в местах посадки подшипников предварительно намечаем шариковые радиальные подшипники лёгкой серии № 211, имеющие размеры:
Длина ступени под правый подшипник формула
(3.9)
Конструкция тихоходного вала редуктора приведена на рисунке 5
Рисунок 5 – Конструкция тихоходного вала.
4 Конструирование зубчатых колёс
Высчитываем дополнительные геометрические размеры зубчатой пары:
(4.1)
принимаем
(4.2)
принимаем
(4.3)
принимаем
(4.4)
принимаем
(4.5)
принимаем
(4.6)
принимаем
Список литературы
1. Иванов М. Н., Финогенов В. А. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов. – М.: Высшая школа, 2003. – 408 с.: ил.
2. Фролов М. И. Детали машин, М., Высшая школа, 1990.
3. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин – М.: Машиностроение, 1988. – 208 с.: ил.
4. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. – Калининград: Янтарный сказ, 2003. – 454 с.: ил., черт.
dТ4=55мм
DТ=100мм
dТ2=55мм
dТ1=50мм
dТ3=65мм
d1=85,8мм
dБ1=40мм
dБ2=45мм
dБ3=55мм
dБ4=45мм
DБ=85мм
½lБ=77
1 – электродвигатель;
2 – плоскоремённая передача;
3 – редуктор шевронный;
Рисунок 1 − Кинематическая схема привода.