- •1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок приводу
- •2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.
- •3. Проектний розрахунок валів редуктора.
- •3.1. Ведучий вал.
- •3.2.Ведений вал.
- •4. Конструктивні розміри шестерні і колеса
- •4.1.Шестерня.
- •4.2.9 .Розмір фасок:
- •5.Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора.
- •5.1.Товщина стінок корпуса і кришки:
- •6. Перший етап ескізного компонування.
- •7. Підбір підшипників валів редуктора.
- •7.1. Ведучий вал.
- •7.2. Ведений вал.
- •8. Перевірочний розрахунок веденого вала
- •8. 6.7.Коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напругам.
- •8.6.8.Результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу б-б:
- •9. Другий етап ескізного компонування.
- •11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з’єднань.
- •12. Мащення зубчастих коліс і підшипників кочення.
- •13. Складання редуктора.
- •Література
Міністерство освіти і науки, молоді і спорту України Бердичівський коледж промисловості, економіки та права
редуктор
циліндричний прямозубий
пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни: „Технічна механіка" КП.ДМ. 0302.56.00.000. ПЗ
Керівник проекту
Виконав студент групи
Курсовий проект прийнятий з оцінкою « »_________________ Дата здачі „ " _________ 2011 р.
2011
Зміст
Завдання
Вступ
Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі
Розрахунок прямозубої циліндричної передачі
Проектний розрахунок валів редуктора
Конструктивні розміри шестерні і колеса
Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора
Перший етап ескізного компонування
Підбір підшипників валів редуктора
Перевірочний розрахунок веденого вала
Другий етап ескізного компонування
Добирання муфти
Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпоночних з`єднань
Мащення зубчастих коліс і підшипників кочення
Складання редуктора
Література
1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок приводу
1.1.. Визначаємо загальний механічний ККД приводу:
η= ηп·η2пп·ηз;
де: η - ККД муфти;
η - ККД пари підшипників;
η - ККД зубчастої передачі. За табл. 1.1.[2] приймаємо зп =0,95; зпп=0,99; з =0,97.
Тоді: η=0,95 ∙ 0,992·0,97 =0,903.
1.2.Необхідна потужність двигуна:
P =P /η=1,9/0.903= 2,10 кВт.
1.3.Попередньо приймаємо за табл. 1.2.[2] передаточні числа ступенів
передачі.
Для пасової передачі приймаємо U 1=3; для зубчастої передачі - U2=4.
1.4.Загальне передаточне число:
U=U · U =3 ∙4=12.
1.5 Визначаємо орієнтовне значення частоти обертання вала електродвигуна: nдв = п · U=50∙12= 600 об/хв.
Приймаємо за табл. 18.36[2] електродвигун типу 4А112МВ8,
у якого потужність Рдв= 3,0 кВт, частота обертання вала
Пдв= 700 об/хв.
Уточнюємо загальне передаточне число:
U=пдв /п = 700/50 = 14..
1.8.Розбиваємо передаточне число по о кремим передачам
За ГОСТ21426-75 ( ст.7[2]) приймаємо для зубчастої передачі U =4.
Тоді для пасової передачі:
u1=u/u 4=1 /4= 3,5.
1.9. Визначаємо частоту обертання валів приводу: n =nдв= 700 об/хв;
п2= n /U = 700/3,5 = 200 об/хв; п3= п2/U2= 200 /4= 50 об/хв.
Розходження із заданим складає 0 %.
1.10. Визначаємо потужність на валах приводу: Р = 2,1 кВт ;
P2=Р ∙ηп·ηпп = 2,1∙0,95 ∙0,99 = 1,97 кВт; Рз=4,6кВт;
1.11. Визначаємо обертальні моменти на валах:
Т =9,55 =9.55∙ 2,1·103/700 = 28,65 H∙м; Т2=9,55 =9,55∙1,97·103/200 = 94,06 Н∙м;
Тз=9,55∙Р /п =9,55 ∙ 1,9·103/50 = 338Н∙м.
Рис. 1 . Кінематична схема приводу.
2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.
2.1. Вибираємо матеріал коліс і призначаємо термічну обробку.
За табл. 3.3[5] приймаємо для виготовлення шестерні і колеса середньовуглецеву сталь 40ХН ГОСТ 4543 – 88, термообробка поліпшення до твердості- шестерня 280 НВ; колесо 250 НВ.
2.2. Визначаємо допустимі контактні напруження:
де: σНlimb – границя контактної витривалості при базовій кількості циклів навантажень; за табл..3.2.[5] приймаємо:
σНlimb=(2·НВ+70)МПа;
КHL – коефіцієнт довговічності; при довготривалій роботі приймаємо: КHL=1,0;
[SH] – коефіцієнт безпеки; приймаємо для покращеної сталі [SH]=1,15; Тоді:
- для шестерні
- для колеса
Тоді розрахункове допустиме контактне напруження дорівнює:
[σН]= [σН2= 495 МПа .
2.3. Визначаємо допустимі напруження згину:
де: σ0Flimb – границя згинальної витривалості при базовій кількості циклів навантажень.
За табл.3.9.[5] приймаємо:
σ0Flimb=(1,8·НВ)МПа;
KFL – коефіцієнт довговічності; при навчальному проектуванні передач приймаємо KFL=1,0;
[SF] – коефіцієнт безпеки;
[SF]= [SF]′ · [SF]",
де: [SF]′ - коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчастих коліс; для поліпшеної сталі з твердістю менше 350 НВ: [SF]′=1,75;
[SF]" – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготівки; для поковок і штамповок [SF]"=1,0.
Тоді:
[SF]=1,75 ∙1,0=1,75.
Для шестерні:
Для колеса:
2.4. Визначаємо міжосьову відстань:
aw=Ka(U2 +1) ∙ ;
де: Т3 – обертальний момент на колесі; Т3=108Н ∙м;
Ка – коефіцієнт, що враховує форму зуба; для прямозубих Ка=49,5;
КНВ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині зуба; за табл..3.1.[5] приймаємо КНВ=1,2;
ψba – коефіцієнт ширини вінця колеса по міжосьовій відстані; приймаємо ψba=0,25.
Тоді:
Приймаємо за ГОСТ 2185-66 (стр.36[5]) аw=180мм.
2.5. Визначаємо нормальний модуль зачеплення:
mn=(0,01÷0,02) ·aw;
mn=(0,01÷0,02) ·180=(1,8÷3,2)мм.
Приймаємо за ГОСТ 9563-60 (стр.36[5]) mn= 3 мм.
2.6. Визначаємо кількість зубів:
- шестерні:
- сумарна:
- колеса:
2.7. Визначаємо ділильні діаметри:
- шестерні:
-колеса:
2.8.Визначаємо діаметри виступів:
- шестерні:
- колеса:
2.9. Визначаємо діаметри западин:
- шестерні:
- колеса:
2.10. Перевіряємо міжосьову відстань:
2.11. Визначаємо ширину коліс:
- колеса:
За табл.18.1[2] приймаємо в2=45мм;
- шестерні:
За табл..18.1[2] приймаємо в1=40мм.
Коефіцієнт ширини шестерні за діаметром:
2.12.Визначаємо сили,що діють в зачепленні:
- колова:
- радіальна:
д е: - кут зачеплення, за ГОСТ 13755-81 .
Тоді:
Рис.2.Схема сил, що діють в зачепленні прямозубої передачі.
2.13. Визначаємо колову швидкість коліс:
При даній швидкості призначаємо восьму степінь точності виготовлення передачі.
2.14.Перевіряємо контактну міцність передачі:
,
де: КН – коефіцієнт навантаження.
де: КНα – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами; за табл.3.4.[5] приймаємо КНα=1,06;
КНβ – коефіцієнт , що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця;за табл..3.5.[5] приймаємо КНβ=1,08;
КНV – коефіцієнт динамічності; за табл..3.6[5] приймаємо КHV=1,05.Тоді:
Тоді:
Отже, , тобто передача недовантажена.
Недовантаження складає:
2.15.Перевіряємо міцність зубів на згин:
де: YF – коефіцієнт форми зуба; за ГОСТ 21354-75 приймаємо: YF1=3,90 і YF2=3,60;
Yβ – коефіцієнт нахилу зубів; для прямозубих коліс приймаємо Yβ=1,0;
КFα – коефіцієнт перекриття; приймаємо в навчальних цілях КFα=0,92;
КF – коефіцієнт навантаження.
КF=KFβ·KFV ,
де: KFβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця; за табл..3.7.[5] приймаємо KFβ=1,12;
KFV – коефіцієнт динамічності; за табл.3.8[5] приймаємо KFV=1,35.
Тоді:
КF=1,12 ·1,35=1,512.
Знаходимо відношення:
для шестерні:
для колеса:
Подальший розрахунок проводимо для зубів колеса:
Отже,
Умова згинальної витривалості виконується.