Курсовой проект Детали машин. Проектирование трехступенчатого редуктора
 Скачать 1.42 Mb.
| Образовательный портал Как узнать результаты егэ Стихи про летний лагерь 3агадки для детей |
1.1 Определение передаточного числа редуктора и его распределение между ступенями Для выбранного электродвигателя определяем угловую скорость вращения:  Передаточное число привода определяем по формуле:  . .Полученное значение передаточного числа редуктора uред не должно выходить за диапазон для трехступенчатых редукторов uред=45…200. В противном случае необходимо принять другой электродвигатель или изменить передаточное число передачи. Далее распределяем передаточное число между отдельными ступенями редуктора. От распределения передаточного числа редуктора зависят очень важные параметры: масса, габариты, стоимость, удобство смазки и др. В связи с тем, что обеспечить рациональные значения всех этих параметров не возможно, то распределяем общее передаточное число по ступеням по ориентировочным рекомендациям для трехступенчатого конически-цилиндрического горизонтального редуктора. Полученные значения передаточных чисел для передач редукторов не должны превышать предельных значений, рекомендованных в Прилож.3.  ; ; .После проверки условия расчетные значения передаточных чисел зубчатых передач округляем к ближайшим значениям из единого стандартного ряда (Приложение 5 [1]). Тогда: ; ; .После стандартизации передаточных чисел определяем новое значение передаточного числа редуктора, а, следовательно, и новое значение передаточного числа привода. При этом необходимо, чтоб отклонение полученного нового значения от рассчитанного было минимальным (не более, чем  ). . Для данного шевронно-косозубо-прямозубого горизонтального трехступенчатого редуктора принимаем: первая ступень исполняется шевронной, вторая – косозубой, третья – прямозубой. 1.2 Определение исходных данных для расчета передач привода Время эксплуатации определяем по формуле:   часов,где Tz – средняя продолжительность рабочей недели, часов; z – количество рабочих смен в сутки; Kt – среднее количество недель в году; Kz – коэффициент использования привода на протяжении смены; L – продолжительность эксплуатации, лет. Режим работы принимаем нереверсивным, т.к. большинство редукторов машин работает с неизменным направлением вращения ротора электродвигателя. Основными исходными данными для расчетов передач привода являются нагрузочно-кинематические параметры вращательного движения на каждом валу. Для этого последовательно от вала к валу определяем мощность, частоту вращения вала, угловую скорость вращения и момент на каждом валу. Мощность на валу:  ; ; ; .Частота вращения вала:     Угловая скорость:     Моменты на валу:     1.3 Выбор расчетной нагрузки Время работы ступеней:    Число циклов нагружения для вала:     ,где с =1 – коэффициент, учитывающий число нагружений за 1 оборот колеса. За номинальную (расчетную) нагрузку принимаем ту наибольшую нагрузку из диаграммы нагружения, число циклов действия которой превышают  .Принимаем:  РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ Таблица 1.2 – Результаты расчета исходных данных
Таблица 1.3 – Технические характеристики электродвигателя
Таблица 1.4 – Основные размеры электродвигателя
2 Расчет зубчатых передач 2.1 Проектный расчет зубчатой передачи Назначение уровня твердости и вида термической обработки зубчатых колес При проектировании колес зубчатых передач необходимо, чтоб выполнялись два основных условия – прочность зубьев на изгиб и прочность их контактной поверхности. В зависимости от твердости поверхности зубьев после ТО зубчатые колеса данного редуктора можно отнести ко второй группе (табл.2.1, с.8 [1]): - требования к габаритам передачи – жесткие; - область применения – редуктор общего назначения в массовом производстве; - термическая обработка – закалка ТВЧ; - твердость поверхности зуба – HRC 50…55; - граница изгибающей выносливости  Высокая твердость колес данной группы не позволяет их нарезать после ТО, поэтому нарезание зубьев производят на необработанной заготовке, а термической обработке поддают зубчатые колеса с уже нарезанными зубьями. Для удаления термических деформаций предусматривается шлифование зубьев. Таким образом, назначаем ТО – закалка поверхностного слоя металла заготовки за счет нагревания токами высокой частоты (закалка ТВЧ). Приблизительное определение модуля передачи Данный расчет производим для основного выбора механических свойств материала зубчатых колес. Значение модуля определяем из условия обеспечения изгибающей прочности зубьев: Прямозубая передача:  Косозубая передача:  Шевронная передача:  где  - номинальный крутящий момент на шестерне; - предварительные допустимые напряжения при изгибе для реверсивных передач.Тогда:  Прямозубая передача:  ;Косозубая передача:  ;Шевронная передача:  .Значение  ,  и  округляем до стандартного согласно табл.2.4а[1]: ;  .Выбор материала для зубчатых колес, определение допустимых напряжений C учетом принятых значений предельных напряжений  и размера сечения S проектируемых зубчатых колес выбираем марку стали (табл.2.2 [1]).Марка стали – 40Х; - вид ТО – закалка ТВЧ; - размер сечения S, мм – любой; - твердость поверхности – HRC 45…50; - твердость сердцевины – НВ 220…260; - граница прочности  ;- граница текучести  ;- граница контактной выносливости  ;- граница изгибающей выносливости  .Дополнительная информация для выбора марки стали. Принимаем  ;Предварительный диаметр окружности вершин шестерни и колеса для зубчатых передач: Цилиндрическая прямозубая передача:  ; ,где  =20 – число зубьев шестерни; - число зубьев колеса,где  - передаточное отношение прямозубой передачи.Тогда:   Для цилиндрической косозубой, а также шевронной передачи эти диаметры предварительно принимаем такими же:   Ширина шестерни и колеса для передач:  ;  Приближенное значение диаметра:  где Т – крутящий момент на валу, Нмм;  - допустимые напряжения при кручении. Предварительно принимаем      Округляем полученные значения диаметров валов к ближайшему числу из ряда Ra40 ГОСТ6636-69 (табл.2.5 [1]):     Диаметр вала двигателя выбираем исходя из серии двигателя 4А400L4ыУ3 по его параметрам:  Относительная стоимость материала сталь 40Х (ГОСТ4543-71) – 1,25. Допустимые напряжения при расчете на изгибающую прочность:  ,где - граница изгибающей выносливости; - коэффициент, учитывающий изменения напряжений в передачах. Для реверсивных передач  ; - допустимый коэффициент запаса прочности по изгибающим напряжениям. Для ТО – закалка ТВЧ  ; - коэффициент долговечности, учитывающий повышение предельных напряжений при числе циклов нагрузки меньше базового: , где q = 9 – для зубчатых колес с поверхностной закалкой (ТВЧ);  - базовое число циклов нагружения; - эквивалентное число циклов нагружений: ,где n – частота вращения,  ; - срок службы,  ; - коэффициент эквивалентности нагрузки: ,где  - относительное время действия момента  за расчетный срок службы ,  - количество часов передачи при крутящем моменте .Из диаграммы нагружения имеем:  ; ; .При  принимаем  .Рассчитаем коэффициенты:  ; ; ;Так как  принимаем .Тогда  . перейти в каталог файлов | Образовательный портал Как узнать результаты егэ Стихи про летний лагерь 3агадки для детей | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Серия и типоразмер