Автор работы: Пользователь скрыл имя, 20 Октября 2011 в 00:01, курсовая работа
Состав привода: Плоскоременная передача; Редуктор конический, горизонтальный; Цепная передача.
Исходные данные:
1). Потребляемая мощность Р3 = 4,3 кВт
2). Угловая скорость тихоходного вала рудуктора ω3 = 1,8π с-1
3). Термообработка зубьев ТВЧ + ТВЧ
4). Срок службы привода LГ = 8 лет.5). Коэффициент суточного использования КСУТ. = 0,5.6). Коэффициент годового использования КГОД. = 0,6
1.Техническое задание…..…………………………………………………………………………………………………………………….5
1.1. Введение………………………………………………………………………………………………………………………………………………7
1.2. Расчет службы привода………………………………………………………………………………………………………………7
1.3. Энергетический и кинематический расчеты привода…………………………………………………8
1.3.1. Подбор электродвигателя……………………………………………………………………………………………………….8
1.3.2. Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя…………….8
1.3.3. Определение общего передаточного числа привода…………………………………………………..9
1.3.4. Распределение общего передаточного числа привода по ступеням передач.............................................................................................................................................................................10
1.3.5. Частоты вращения и моменты на валах…………………………………………………………………………..10
1.4. Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора……………………………………………..11
1.4.1. Материал и термообработка зубчатых колес………………………………………………………………..11
1.4.2. Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений……………………………11
1.4.3. Допускаемые напряжения для расчетов зубчатых передач на выносливость……………………………………………………………………………………………………………………………………………..12
2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи……………………………………………………………..13
2.1. Значение диаметров внешней делительной окружности колеса и шестерни….13
2.2. Значение числа зубьев шестерни и колеса………………………………………………………………………14
2.3. Углы делительных конусов колеса и шестерни и внешний окружной модуль…14
2.4. Внешнее конусное расстояние и ширина зубчатых венцов. Коэффициенты смещения инструмента для шестерни и колеса……………………………………………………………………14
2.5. Диаметры окружностей вершин зубьев и средние модули……………………………………..15
2.6. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки……………………………………………………………………………………..15
2.7. Силы, действующие на валы конических зубчатых колес………………………………………..15
2.8. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям и проверка зубьев конических колес на изгибную выносливость………………………………………………………………………….16
3. Расчет валов редуктора………………………………………………………………………………………………………………..17
3.1. Предварительный расчет……………………………………………………………………………………………………………..18
3.1.1. Определение диаметров всех ступеней валов……………………………………………………………….18
3.1.2. Определение продольных размеров валов………………………………………………………………………20
3.1.3. Выбор подшипников……………………………………………………………………………………………………………………21
3.1.4. Расчетная схема валов…………………………………………………………………………………………………………..23
3.1.5. Расчет подшипников на долговечность…………………………………………………………………………24
3.1.6. Построение эпюр изгибающих моментов………………………………………………………………………..27
3.2. Расчет на статистическую прочность…………………………………………………………………………….31
3.3. Отработка конструкции вала………………………………………………………………………………………………….33
4. Смазка редуктора………………………………………………………………………………………………………………………………33
5. Описание сборки и эксплуатации конического редуктора………………………………………….34
6. Расчет плоскоременной передачи……………………………………………………………………………………………..35
6.1. Последовательность проектного расчета плоскоременной передачи………………35
6.1.1. Исходные данные для расчета плоскоременной передачи……………………………………….35
6.1.2. Выбор способа натяжения ремня…………………………………………………………………………………………36
6.1..3. Определение диаметров ведущего и ведомого шкивов……………………………………………36
6.1.4. Определение межосевого расстояния, рабочей длины ремня, угла обхвата ремня ведущего шкива и скорости ремня………………………………………………………………………………….37
6.1.5. Определение окружной силы, передаваемой ремнем……………………………………………………38
6.1.6. Определение вспомогательных коэффициентов………………………………………………………38
6.1.7. Определение расчетной допускаемой нагрузки………………………………………………………..38
6.1.8. Число прокладок ремня и требуемая ширина ремня………………………………………………..39
6.2. Проверка ременной передачи на долговечность по тяговой способности……39
6.2.1. Определение напряжения растяжения в ведущей ветви………………………………………39
6.2.2. Определение напряжения изгиба ремня………………………………………………………………………...39
6.2.3. Напряжение растяжения в ремне от действия на него центробежных сил…………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………39
6.2.4. Суммарное напряжение в ведущей ветви ремня……………………………………………………….40
6.3. Определение частоты пробегов ремня в секунду и долговечность ремня…..40
6.4. Определение нагрузки, действующей на валы……………………………………………………………….40
7. Расчет цепной передачи……………………………………………………………………………………………………………….40
7.1. Исходные данные…………………………………………………………………………………………………………………………….40
7.1.1. Определение числа зубьев ведущей и ведомой звездочек…………………………………..41
7.1.2. Определение предварительного значения шага цепи…………………………………
- колеса – поверхностную закалку токами высокой частоты ТВЧ
Выберу для колеса и шестерни сталь марки 40Х с термообработкой колеса – закалка ТВЧ, и шестерни – закалка ТВЧ. Механические свойства стали 40Х после термообработки (см. МУ-2, стр. 15, табл. 4.1): с предположением, что D £ 125 мм и S £ 80 мм, даны в таблице 1.4 :
Таблица 1.4 – Механические свойства шестерни и колеса из стали 40Х.
| Наименование параметра | Зубчатое колесо и шестерня |
| 1 Термообработка | закалка ТВЧ (ТВЧ1) |
| 2 Твердость поверхности | (45...50) НRCЭ |
| средняя по Роквеллу | 47,5 НRCЭ |
| по Бринелю | 460 НВ |
| по Виккерсу | 500 НV |
| 3 Предел прочности sВ, МПа | 900 |
| 4 Предел текучести sТ, МПа | 750 |
1.4.2
Режим работы передачи
и число циклов перемены
напряжений.
Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному
m = S(Ti / Tmax)m (Lhi / Lh) ,
где m – показатель степени отношения моментов: mH = qH /2; mF = qF,
q – показатель степени кривой усталости: qH = qF = 6 и тогда mH =3, mF = 9.
При расчете по контактным напряжениям sН :
mН1 = mН2 = mН = 13×0,2 + 0,73×0,3 + 0,53×0,5 = 0,365 ;
при расчете по напряжениям изгиба sF :
mF1 = mF2 = mF = 19×0,2 + 0,79×0,3 + 0,59×0,5 = 0,213.
Судя по величинам mН и mF заданный режим работы наиболее приближается (см. МУ-2, стр. 20, табл. 5.1): к тяжелому типовому режиму.
Требуемая долговечность передачи в часах:
Lh = 365×24 kГkCh = 365×24×0,65×0,5×8 = 22776 ч,
где kГ = 0,65 – коэффициент годового использования;
kС = 0,5 – коэффициент суточного использования;
h = 8 лет – срок службы передачи в годах.
Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы (см. МУ-2, стр. 22) :
NS = 60ncLh ,
где n – частота вращения шестерни и колеса, мин -1 ;
с – число зацеплений зуба за один оборот шестерни: (см. МУ-2, стр. 22) c = 1.
Чтоб найти суммарное число циклов перемены напряжений мне нужно найти частоту вращения вала шестерни и колеса. Частоту вращения вала колеса находится по формуле:
nT = nВЫХ·UЦ = 54·3,55 = 192 мин-1
Частота вращения вала шестерни равна:
nБ = nT·UРЕД = 192·3,15 = 605 мин-1
Теперь найду суммарное число циклов перемены напряжений:
NS = 60·605·1·22776 = 826,7688 млн
NS = 60·192·1·22776 = 262,379520 млн.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений (см. МУ-2, стр. 22):
NE = m NS (NHE = mН NS ; NFE = mF NS).
NHE = mН NS = 0,365·826,7688 = 301,770612 млн NFE = mF NS = 0,213·826,7688 = 176,101754 млн
NHE = mН NS = 0,365·262,379520 = 95,768525 млн NFE = mF NS = 0,213·262,379520 = 55,886838 млн
Базовое число циклов нагружений, при расчете на контактную прочность равно:
NHO = (HBСР)3 = (460)3 = 9,7 ·107
При расчете
на изгибную выносливость база испытаний
равна: NFО = 4×106 (см. МУ-2 стр.22).
1.4.3.
Допускаемые напряжения
для расчетов зубчатых
передач на выносливость.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба определяются по формулам :
[s]Н = [s]ОН∙ NHO/NHE; [s]F = [s]ОF∙ 4∙106/NFE
Сначала найду длительные пределы контактной и изгибной выносливости (см. МУ-2 стр. 24 табл. 5.2):
[s]ОН = 17HRCПОВ + 200 = 17·47,5 + 200 = 1008 МПа
[s]FO = 650 МПа.
Теперь зная длительные пределы контактной и изгибной выносливости, найду допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость:
[s]Н1 = [s]ОН∙ NHO/NHE = 1008∙ 9.7∙107/176101754 = 912 МПа;
[s]Н2 = [s]ОН∙ NHO/NHE = 1008∙ 9.7∙107/95768525 = 1010 МПа.
При дальнейших расчетах , за допускаемое контактное напряжение буду принимать меньшее из [s]Н1 и [s]Н2, то есть [s]Н1 = 912 МПа.
[s]F1 = [s]ОF∙ 4∙106/NFE = 650∙ 4∙106/176101754 = 429 МПа;
[s]F1 = [s]ОF∙ 4∙106/NFE
= 650∙ 4∙106/55886838 = 486 МПа.
2.
Расчет закрытой конической
зубчатой передачи.
2.1.
Значение диаметров
внешней делительной
окружности колеса и
шестерни.
Диаметр внешней делительной окружности колеса определяется по формуле:
de2 = 1650 s ,
где Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса, который находится по формуле:
Т2 = Т4/UЦ∙ηЦ = 1278/3,55∙0,95 = 379 Нм;
UР – заданное передаточное число, равное 3,15;
[s]Н – допускаемое контактное напряжение, равное [s]Н = 912 МПа;
КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость, равный
КН = КНβ∙КН* =1,25∙1,20 = 1,5; (см. [7], стр. 43, табл. 3.7 – 3.8).
νН – коэффициент, учитывающий вид конической передачи, который в моем случае равен νН = 0,85.
Теперь зная все параметры определяю диаметр внешней окружности колеса:
de2' = 1650 s = 1650 = 224,4 мм.
Найденное значение de2 округлю до ближайшего de2' по таблице (см. МУ-2 стр. 39 табл. 7.2) de2 = 250 мм.
Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни определяется по формуле:
de1'
= de2/UР = 250/3,15 = 79,4 мм.
2.2.
Значение числа зубьев
шестерни и колеса.
Теперь из графика для определения числа зубьев прямозубой шестерни выбираю предварительное число зубьев шестерни Z1' = 18 (см. МУ-2 стр. 40 рис.7.2).
Полученное число Z1' уточняю, в зависимости от поверхностной твердости зубьев по таблице (см. МУ-2 стр. 40 табл. 7.3) Z1 = Z1' = 18.
Теперь определяю число зубьев колеса Z2 по следующей формуле:
Z2 = Z1∙UP = 18∙3,15 = 56,7. Приму Z2 = 57.
Информация о работе Спроектировать привод к скребковому транспортеру