- •Введение
- •Кинематические расчеты Выбор электродвигателя
- •3. Расчёт Валов
- •3.1. Выбор материала валов
- •3.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
- •3.3. Определение геометрических параметров ступеней валов
- •3.4. Предварительный выбор подшипников качения
- •3.5. Проверочный расчет валов
- •4. Проверочный расчет подшипников [5, стр. 135].
- •5. Проверочный расчет шпоночных соединений [1,стр.121].
- •6. Выбор системы смазки, смазочного материала и уплотнительных устройтсв
- •7. Расчёт корпуса
- •Заключение.
Введение
Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень народного хозяйства в большой степени определяется уровнем развития машиностроения.
В настоящее время реализуются мероприятия по повышению уровня и качества продукции машиностроения:
1. Повышение надежности и ресурса машин путем обеспечения необходимого технического уровня.
2. Уменьшение материалоемкости конструкций путем их оптимизации, совершенствование расчетов, выбор оптимальных и новых материалов и упрочнений.
3. Уменьшение энергозатрат путем обеспечения совершенного трения и повышения КПД механизмов.
4. Повышение производительности труда путем стандартизации и унификации объектов производства.
5. Проектирование технологических деталей под современную материало-, трудо-, энергосберегающую технологию.
При выполнении курсовой работы студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через много вариантность решения до воплощения механического привода в графическом материале, при этом знакомясь с существующими конструкциями, приобщаясь к инженерному творчеству, осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механизме и их функциональное предназначение.
Целью работы является освоение и приобретение студентом навыков конструирования и расчетов механических приводов, научить правильно и обоснованно применять полученные теоретические знания для решения конкретных инженерных задач.
В данном курсовом проекте будет разработан редуктор цилиндрический одноступенчатый прямозубой передачи.
Кинематические расчеты Выбор электродвигателя
Разработка кинематической схемы редуктора
1 ─ корпус;
2 ─ ведущее колесо;
3 ─ ведомое колесо.
1.2. Определение коэффициента полезного действия редуктора
где ─ общий КПД редуктора;
─ КПД зубчатых колёс
─ КПД подшипников
1.3. Определение потребной мощности и частоты вращения электродвигателя
1) Определение требуемой мощность электродвигателя
где ─ мощность на ведомом рабочем валу.
2) Определение возможного передаточного числа редуктора
Из таблицы 5,5 передаточные числа механических передач принимаем:
Uобщ= 3,55
3,55-общее передаточное число редуктора
3) Определяем требуемую частоту вращения электродвигателя
n2=400 мин-1- выходная частота вращения вала рабочей машины
мин-1
4) Выбираем электродвигатель (табл. 5.1) так чтобы, Nтр≤Nэд
Согласно [(3); таблице П1] выбираем двигатель с
4) Определяем вращающие моменты на валах
─ вращающий момент на ведущем валу
Т2 = Т1 · u = 37005,389 · 3,55 = 131369,1321 Н· мм ─ вращающий момент на ведомом валу
2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1 Общие сведения
Зубчатая передача состоит из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом. Термин зубчатое колесо относят к обоим колесам передачи. Жесткая связь обоих колес исключает какое-либо проскальзывание.
2.2 Выбор материала и термообработки.
Сталь в настоящее время основной материал для изготовления зубчатых колес. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости твердость ( ) шестерни назначается большей чем твердость колеса ( ). Поэтому выбираем из табл. 4.1.1. (3)
Для изготовления колеса принимаем сталь 40XH нормализованную , , НВ=230…250. Для изготовления шестерни сталь 40XH улучшенную , , НВ=265…295.
Находим число циклов нагружения каждого зуба колеса
, где - долговечность.
Определяем допускаемые напряжения
А) допускаемые контактные напряжения
Находим базовые пределы контактной выносливости:
Для колеса
Для шестерни
Так как , коэффициент долговечности
Для принятой термообработки материала шестерни и колеса коэффициент безопасности
Допускаемые контактные напряжения:
Для колеса
Для шестерни
Среднее значение допускаемых контактных напряжений
Б) допускаемые напряжения изгиба
Базовый предел выносливости зубьев
Для шестерни
Коэффициент долговечности .
Допускаемое напряжение изгиба:
Для шестерни [σF]1 = (σF1limb * KFL)/SF = (540*1.5)/1.8 = 465 Н/мм2
Для колеса [σF]2 = (σF2limb * KFL)/SF = (500*1.5)/1.8 = 425 Н/мм2
4. Межосевое расстояние рассчитывается по формуле (9.39) [1]:
aw = 43*(3.5+1)* = 14.8 мм
где по таблице 9.11 [1] принимаем KHβ = 1.16 в соответствии с
ψbd = ψba(u+1)/2 = 0.5*(3.5+1)/2 = 1.125
Принимаем aw = 40 мм
5. Задаемся числом зубьев шестерни z1 = 26
6. Тогда z2 = z1*u = 26*3. 5 ≈ 91
7. Назначаем предварительно угол наклона cos β = 1
8. Нормальный модуль
mn = 2* aw* cos β/ z1+z2 = 2*40*1/26+91 = 0.66 мм
Принимаем по СТ СЭВ 310-75(табл.9.1) ближайший нормальный модуль mn = 0.7 мм
10. Основные размеры шестерни и колеса
d1 = mn* z1/ cos β = 0.7*26/1 = 18.2 мм
d2 = mn* z2/ cos β = 0.7*91/1 = 63.7 мм
da1 = d1+mn = 26+0.7 = 26.7 мм
da2 = d2+mn = 91+0.7 = 91.7 мм
df1 = d1-1.25*mn = 26-1.25*0.7 = 25 мм
df2 = d2-1.25*mn = 91-1.25*0.7 = 90 мм
Рабочая ширина колеса b2 = ψba* aw = 0.5*40 = 20 мм; Ширина венца шестерни b1 = b2 +5 = 20+5 = 25 мм. Принимаем b1 = 25 мм, b2 = 20 мм.
11. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям (9.42)
=
Определяем окружную скорость:
= = 0,9 м/с
По таблице 9.9 назначаем 8 степень точности.
Коэффициенты:
;
Коэффициент =1.09
=
Контактная прочность обеспечена.
12. Выполняем проверочный расчёт на усталость при изгибе по формуле (9.44):
По таблице 9.10 определяем значение коэффициентов
По эквивалентному числу зубьев:
Расчёт следует выполнять для того зубчатого колеса, у которого меньше отношение
Расчёт проводим по шестерне:
Коэффициент
Коэффициент
Коэффициент , где ─ коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес равен 1.
Коэффициент учитывает распределение нагрузки по ширине венца и определяется по табл. 9.13: .
Коэффициент учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, и определяется по табл. 9.13: .
Напряжение при изгибе
Следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.
12. Определяем силы в зацеплении.
Окружная сила Ft1 =
Ft2 =
Радиальная сила определяется как
Fr1 = Н
Fr2 = Н
Осевая сила определяется как
Fа1 = Н
Fа2 = Н