Курсовая работа: Расчет редуктора
Курсовая работа: Расчет редуктора
Введение
Инженер-конструктор
является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей
степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность
конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого
разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что
заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные
вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на
данных различных наук. При выполнении проекта используются математические
модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях,
относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике,
гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются
сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики,
машиностроительного черчения и т.д. Все это способствует развитию
самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При
выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо
учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и
характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и
габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия,
эксплуатационные расходы.
Из
всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу,
стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при
тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые
передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой
надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия
проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и
передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых
передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах)
до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К
недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности
изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые
колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях.
Объем их применения – свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в
машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми
поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание
неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной
из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том
числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги.
Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо
распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в
обозримом будущем моральному старению.
Существуют
различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми
зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и
т.д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При
выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными
являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность,
технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При
выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов
необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть
стоимости изделия: в редукторах общего назначения – 85%, в дорожных машинах – 75%,
в автомобилях – 10% и т.д.
Поиск
путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой
дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов.
Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на
механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет
эксплуатационные расходы.
Наиболее
полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с
использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1.
Выбор
электродвигателя и кинематический расчёт
По
табл. 1.1 [1] примем следующие значения КПД:
– для
закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h1 = 0,975
– для
закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2 = 0,975
Общий
КПД привода будет:
h
= h1 · … · hn · hподш. 3 ·
hмуфты2 = 0,975 · 0,975 · 0,993 · 0,982 =
0,886
где
hподш. = 0,99 – КПД одного
подшипника.
hмуфты = 0,98 – КПД одной
муфты.
Угловая
скорость на выходном валу будет:
wвых. = 2 · V / D = 2 · 3 ·
103 / 320 = 18,75 рад/с
Требуемая
мощность двигателя будет:
Pтреб. = F · V / h
= 3,5 · 3 / 0,886 = 11,851 кВт
В
таблице П. 1 [1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем
электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с
параметрами: Pдвиг.=15 кВт и
скольжением 2,3% (ГОСТ 19523–81). Номинальная частота вращения nдвиг. = 1500–1500·2,3/100=1465,5
об/мин, угловая скорость wдвиг. =
p
· nдвиг. / 30 = 3,14 · 1465,5
/ 30 = 153,467 рад/с.
Oбщее
передаточное отношение:
u
= wвход. / wвых. = 153,467 / 18,75 =
8,185
Для
передач выбрали следующие передаточные числа:
u1 = 3,15
u2 = 2,5
Рассчитанные
частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:
Вал 1-й |
n1 = nдвиг. =
1465,5 об./мин. |
w1 = wдвиг. = 153,467
рад/c. |
Вал 2-й |
n2 = n1 / u1 =
1465,5 / 3,15 = 465,238 об./мин.
|
w2 = w1 / u1 =
153,467 / 3,15 = 48,72 рад/c.
|
Вал 3-й |
n3 = n2 / u2 =
465,238 / 2,5 = 186,095 об./мин.
|
w3 = w2 / u2 =
48,72 / 2,5 = 19,488 рад/c.
|
Мощности
на валах:
P1 = Pтреб. · hподш. · h(муфты 1) = 11,851 · 103 · 0,99 · 0,98 = 11497,84 Вт
P2 = P1 · h1 · hподш. =
11497,84 · 0,975 · 0,99 = 11098,29 Вт
P3 = P2 · h2 · hподш. = 11098,29 · 0,975 ·
0,99 = 10393,388 Вт
Вращающие
моменты на валах:
T1 = P1 / w1 = (11497,84 · 103) / 153,467 = 74920,602 Н·мм
T2 = P2 / w2 = (11098,29 · 103) / 48,72 = 227797,414 Н·мм
T3 = P3 / w3 = (10393,388 · 103) / 19,488 = 533322,455 Н·мм
По
таблице П. 1 (см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель
160S4, с синхронной частотой вращения
1500 об/мин, с мощностью Pдвиг.=15 кВт и скольжением
2,3% (ГОСТ 19523–81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1465,5 об/мин.
Передаточные
числа и КПД передач
Передачи |
Передаточное
число |
КПД |
1-я закрытая
зубчатая цилиндрическая передача |
3,15 |
0,975 |
2-я закрытая
зубчатая цилиндрическая передача |
2,5 |
0,975 |
Рассчитанные
частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
Валы |
Частота
вращения,
об/мин
|
Угловая
скорость,
рад/мин
|
Момент,
Нxмм
|
1-й вал |
1465,5 |
153,467 |
74920,602 |
2-й вал |
465,238 |
48,72 |
227797,414 |
3-й вал |
186,095 |
19,488 |
533322,455 |
2.
Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Так
как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем
материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. 3, табл. 3.3
[1]):
– для
шестерни: сталь: 45
термическая
обработка: улучшение
твердость:
HB 230
– для
колеса: сталь: 45
термическая
обработка: улучшение
твердость:
HB 200
Допустимые
контактные напряжения (формула (3.9) [1]), будут:
[sH] = sH lim b · KHL / [SH]
По
таблице 3.2 гл. 3 [1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев
менее HB 350:
sH lim b = 2 · HB + 70.
sH lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70
= 530 МПа;
sH lim b (колесо) = 2 · 200 + 70
= 470 МПа;
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL – коэффициент долговечности.
KHL = (NH0 / NH) 1/6,
где
NH0 – базовое число циклов
нагружения; для стали шестерни NH0 (шест.) =
17000000; для стали колеса NH0 (кол.) =
10000000;
NH = 60 · n · c · tS
Здесь:
– n
– частота вращения, об./мин.; nшест. =
1465,502 об./мин.; nкол. =
465,239 об./мин.
– c
= 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 20000 ч. – продолжительность работы передачи
в расчётный срок службы.
Тогда:
NH (шест.) = 60 · 1465,502 · 1 ·
20000 = 1758602400
NH (кол.) = 60 · 465,239 · 1 · 20000
= 558286800
В
итоге получаем:
КHL (шест.) = (17000000 / 1758602400)
1/6 = 0,462
Так
как КHL (шест.)<1.0, то
принимаем КHL (шест.) = 1
КHL (кол.) = (10000000 / 558286800) 1/6 = 0,512
Так
как КHL (кол.)<1.0, то
принимаем КHL (кол.) = 1
Допустимые
контактные напряжения:
для
шестерни [sH1]
= 530 · 1 / 1,1 = 481,818 МПа;
для
колеса [sH2] = 470 · 1 / 1,1 = 427,273 МПа.
Для
прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое
контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда
расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[sH] = [sH2] = 427,273 МПа.
Принимаем
коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5 [1]:
KHb = 1,25.
Коэффициент
ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba = b / aw =
0,2, (см. стр. 36 [1]).
Межосевое
расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
найдем по формуле 3.7 гл. 3 [1]:
aw = Ka · (u + 1) · (T2 ·
KHb / [sH] 2 · u2 · yba) 1/3 =
49.5
· (3,15 + 1) · (227797,414 · 1,25 / 427,2732 · 3,152 ·
0,2) 1/3 = 189,577 мм.
где
для прямозубых колес Кa =
49.5, передаточное число передачи u = 3,15; T2 = Тколеса =
227797,414 Н·мм – момент на колесе.
Ближайшее
значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 будет: aw = 180 мм.
Нормальный
модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01…0.02) · aw мм, для нас: mn = 1,8.. 3,6 мм, принимаем:
по
ГОСТ 9563–60* (см. стр. 36 [1]) mn = 2 мм.
Задаемся
суммой зубьев:
SZ
= z1 + z2 = 2 · aw / mn = 2 ·
180 / 2 = 180
Числа
зубьев шестерни и колеса:
z1 = SZ / (u + 1) =
180 / (3,15 + 1) = 43,373
Принимаем:
z1 = 43
z2 = SZ – z1 = 180 – 43 = 137
Угол
наклона зубьев b = 0o.
Основные
размеры шестерни и колеса:
диаметры
делительные:
d1 = mn · z1 /
cos(b)
= 2 · 43 / cos(0o) = 86 мм;
d2 = mn · z2 /
cos(b)
= 2 · 137 / cos(0o) = 274 мм.
Проверка:
aw = (d1 + d2)
/ 2 = (86 + 274) / 2 = 180 мм.
диаметры
вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 · mn =
86 + 2 · 2 = 90 мм;
da2 = d2 + 2 · mn =
274 + 2 · 2 = 278 мм.
ширина
колеса: b2 = yba · aw = 0,2 · 180 = 36 мм;
ширина
шестерни: b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41 мм;
Определим
коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ybd = b1 / d1 = 41
/ 86 = 0,477
Окружная
скорость колес будет:
V
= w1 · d1 / 2 = 153,467 · 86 · 10–3 / 2 = 6,599 м/c;
При
такой скорости следует принять для зубчатых колес 7-ю степень точности.
Коэффициент
нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHv.
Коэффициент
KHb=1,048 выбираем по таблице
3.5 [1], коэффициент KHa=1
выбираем по таблице 3.4 [1], коэффициент KHv=1,07 выбираем по таблице 3.6 [1], тогда:
KH = 1,048 · 1 · 1,07 = 1,121
Проверку
контактных напряжений проводим по формуле 3.6 [1]:
sH = (310 / aw) · ((T2 · KH · (u
+ 1) 3) / (b2 · u2)) 1/2 =
(310
/ 180) · ((227797,414 · 1,121 · (3,15 + 1) 3; 36 · 3,152))
=
389,293 МПа.
£
[sH]
Силы,
действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4 [1]:
окружная:
Ft = 2 · T1 / d1 = 2 · 74920,602 / 86 = 1742,34 Н;
радиальная:
Fr = Ft · tg(a) / cos(b)
= 1742,34 · tg(20o) / cos(0o) = 634,16 Н;
осевая:
Fa = F t · tg(b) = 1742,34 · tg(0o) = 0 Н.
Проверим
зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22 [1]:
sF = Ft · KF · YF / (b · mn) £ [sF]
Здесь
коэффициент нагрузки KF = KFb ·
KFv (см. стр. 42 [1]). По
таблице 3.7 [1] выбираем коэффициент расположения колес KFb =
1,089, по таблице 3.8 [1] выбираем коэффициент KFv=1,35. Таким образом коэффициент KF = 1,089 · 1,35 = 1,47. Y – коэффициент,
учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл. 3, пояснения к
формуле 3.25 [1]):
у
шестерни: Zv1 = z1 / cos3 (b) = 43 / cos3 (0o) =
43
у
колеса: Zv2 = z2 / cos3 (b) = 137 / cos3 (0o) =
137
Тогда:
YF1 = 3,688; YF2 = 3,582
Допускаемые
напряжения находим по формуле 3.24 [1]:
[sF] = soF lim b · KFL / [Sf].
KFL – коэффициент долговечности.
KFL = (NFO / NF) 1/6,
где
NFO – базовое число циклов
нагружения; для данных сталей NFO =
4000000;
NF = 60 · n · c · tS
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6
|