Курсовой по механике
1 Загальна частина
Опис редуктора
Привод складається з електродвигуна, муфти, відкритої ремінної
передачі, одноступінчатого горизонтального циліндричного косозубого
редуктора.
Редуктор – це механізм, який служить для зниження кутових швидкостей
і збільшення передавань обертових моментів.
Переваги косозубого редуктора:
- висока міцність зубців;
- плавність ходу;
- безшумність роботи.
Недоліки:
- наявність осьової сили Fа, що намагається зрушити колесо вздовж
осі вала;
- складність і дорожнеча виготовлення.
[pic]
1 – електродвигун;
2 – ремінна передача;
3 – редуктор;
4 – муфта.
Рисунок 1 – Кінематична схема привода
2 Розрахункова частина
2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода
Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії привода за формулою:
[pic],
(1)
де [pic]- ккд ремінної передачі, [pic], [ 1 ], с. 5;[pic]
[pic]- ккд редуктора, [pic], [ 1 ], с. 5;
[pic]- ккд підшипникових вузлів, [pic], [ 1 ], с. 5.
[pic]
Визначаємо загальне передаточне число привода:
[pic]
(2)
де [pic] - частота обертів вихідного вала;
[pic] - частота обертів вхідного вала.
Визначаємо частоту обертів вхідного вала:
[pic],
(3)
[pic] [pic]
Вибираємо електродвигун з [pic] [pic], тоді загальне передаточне
число привода дорівнює:
[pic].
Загальне передаточне число привода розподіляємо по елементах
привода:
[pic]
(4)
де [pic]- передаточне число ремінної передачі,[pic], [1], с.36;
[pic]- передаточне число циліндричного косозубого редуктора,
[pic], [1], с.36.
Визначаємо відхилення розрахункового передаточного числа від
фактичного:
[pic],
(5)
[pic].
Підбираємо електродвигун попередньо визначаємо потужність на вході
вала:
[pic],
(6)
де [pic] - кутова швидкість
[pic],
(7)
[pic] [pic];
[pic].
Підбираємо електродвигун 4А132М6 з потужністю 7,5 кВт, частотою
обертів вала двигуна [pic] [pic], і діаметром вихідного кінця d = 31 мм.
Визначаємо кутову швидкість на кожному валу привода:
[pic][pic],
(8)
[pic],
(9)
[pic] [pic],
[pic],
(10)
[pic] [pic].
Визначаємо частоту обертів кожного вала привода:
[pic][pic],
(11)
[pic],
(12)
[pic] [pic],
[pic],
(13)
[pic] [pic].
Визначаємо обертаючі моменти на кожному валу привода:
[pic][pic],
(14)
[pic],
(15)
[pic] [pic],
[pic],
(16)
2.2 Вибір матеріалів зубчастих колес
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі,
вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками:
- для шестірні Сталь 45, термічна обробка – покращання, твердість HВ
230 ;
- для колеса, Сталь 45, термічна обробка – покращання, але твердість
на 30 одиниць нижче HВ 200.
Визначаємо допустиму контактну напругу:
[pic],
(17)
де [pic] - межа контактної витривалості при базовому
числі циклів;
[pic] – коефіцієнт довговічності при числі циклів напруги
більше базового, що має міцне при довготривалій
експлуатації редуктора, приймають, [pic];
[pic] - коефіцієнт безпеки, [Sн] = 1,10.
Для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубців менше НВ 350 і
термічною обробкою покращанням:
[pic]
(18)
Для косозубих колес розрахункова допустима контактна напруга:
[pic];
(19)
для шестірні:
[pic],
(20)
[pic] [pic];
для колеса:
[pic],
(21)
[pic] [pic].
Тоді розрахункова допустима контактна напруга:
[pic]
Так як [pic] потрібну умову виконано.
2.3 Розрахунок зубчатої передачі
Визначаємо міжосьову відстань з умови контактної витривалості
активних поверхонь зубців:
[pic], (22)
де [pic] - коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподі-
лення навантаження по ширині вінця, [pic], [1], с. 32;
[pic] - коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відста-
ні, [pic]
[pic] [pic]
Вибираємо найближче значення міжосьової відстані зі стандартного
ряду [pic], [1], с. 36.
Визначаємо нормальний модуль зачеплення:
[pic],
(23)
[pic].
Приймаємо стандартне значення модуля [pic], [1], с. 36.
Попередньо приймаємо кут нахилу зубців [pic]
Визначаємо число зубців шестірні і колеса:
[pic],
(24)
[pic].
Приймаємо [pic], тоді:
[pic],
(25)
[pic].
Приймаємо [pic].
Уточняємо значення кута нахилу зубців:
[pic],
(26)
[pic].
Кут нахилу зубців [pic].
Основні розміри шестерні і колеса
діаметри поділювані:
[pic],
(27)
[pic] [pic],
[pic],
(28)
[pic][pic],
перевірка:
[pic],
(29)
[pic] [pic],
діаметри вершин зубців:
[pic],
(30)
[pic] [pic],
[pic],
(31)
[pic] [pic],
ширина колеса:
[pic],
(32)
[pic] [pic],
ширина шестерні:
[pic],
(33)
[pic] [pic].
Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
[pic],
(34)
[pic].
Окружна швидкість колес:
[pic],
(35)
[pic] [pic].
При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти 8 ступінь
точності, [1], c.32.
Розраховуємо коефіцієнт навантаження:
[pic],
(36)
Приймаємо коефіцієнти [pic],[pic] [1], c.39,
[pic], [1], c.40.
[pic].
Перевіряємо контактну напругу за формулою:
[pic], (37)
[pic] [pic].
Так як [pic], умови міцності виконано.
Сили, які діють в зачепленні:
окружна:
[pic],
(38)
[pic] [pic],
радіальна:
[pic],
(39)
[pic] [pic],
осьова:
[pic],
(40)
[pic] [pic].
Перевіряємо зубці на витривалість за напругою:
[pic], [1], c. 44 (41)
де [pic] - коефіцієнт нагрузки;
[pic] - коефіцієнт, що враховує форми зубців і залежить
від еквівалентного числа зубців.
Визначаємо коефіцієнт навантаження:
[pic],
(42)
Приймаємо [pic], [1], c. 43; [pic], [1], c. 43.
[pic].
Визначаємо еквівалентне число зубців:
у шестерні:
[pic],
(43)
[pic],
у колеса:
[pic],
(44)
[pic].
Вираховуємо допустиму напругу при розрахунку на витривалість
шестірні й колеса:
[pic].
(45)
Для сталі 45 покращенної до [pic]:
[pic], [1], с. 44.
(46)
для шестірні:
[pic] [pic],
для колеса:
[pic] [pic].
Визначаємо коефіцієнт безпеки:
[pic]
(47)
Приймаємо [pic], [pic] [1], с. 48
[pic].
Допустима напруга при розрахунку на витривалість шестірні й колеса:
[pic] [pic],
[pic] [pic].
Знаходимо відношення [pic].
(48)
Приймаємо [pic], [pic], [1], с.42
[pic] [pic],
[pic] [pic].
Подальший розрахунок ведемо для зубців шестірні, так як для неї
знайдено менше значення.
Визначаємо коефіцієнт [pic], який враховує розподіл навантаження між
зубцями:
[pic],
(49)
[pic].
Розраховуємо коефіцієнт [pic] для 8 ступені точності, який враховує
розподіл навантаження між зубцями:
[pic],
(50)
де [pic] - коефіцієнт торцевого перекриття,[pic], [1], c.47;
п – ступінь точності коліс, п = 8.
[pic].
Перевіряємо міцність зубців шестірні за формулою:
[pic] [pic].
Так як [pic], умови міцності виконано.
2. 4 Проектний розрахунок валів редуктора
[pic]
Рисунок 2 - Ведучий вал
Визначаємо діаметр вихідного кінця вала:
[pic],
(51)
[pic] [pic].
Приймаємо стандартне значення діаметра вихідного кінця із ряда:
[pic] [pic].
Визначаємо діаметр ступеня вала під підшипник:
[pic],
(52)
[pic] [pic].
[pic]
Рисунок 3 - Ведений вал
Визначаємо діаметр вихідного кінця вала:
[pic], [1], c. 62
(53)
[pic] [pic].
Приймаємо стандартне значення із ряду: [pic] [pic]
Визначаємо діаметр ступеня під підшипник:
[pic],
(54)
[pic] [pic].
Визначаємо діаметр вала під колесо:
[pic],
(55)
[pic] [pic].
Визначаємо діаметр буртика для упора колеса:
[pic],
(56)
[pic] [pic].
Шестірню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначенні вище.
2.5 Конструювання зубчатих колес
Колесо коване [pic] [pic] ; [pic] [pic] ; [pic] [pic].
Діаметр маточини:
[pic][pic],
(57)
[pic] [pic].
Довжина маточини:
[pic],
(58)
[pic] [pic].
Приймаємо довжину маточини, що дорівнює [pic] [pic][pic]
Товщина обода:
[pic],
(59)
[pic] [pic].
Приймаємо [pic] [pic].
Товщина диска:
[pic],
(60)
[pic] [pic].
Визначаємо діаметр знаходження центрів отворів:
[pic],
(61)
[pic] [pic].
Визначаємо діаметр отворів:
[pic],
(62)
[pic] [pic].
Визначаємо відстань від торців підшипників до точки прикладання
опорних реакцій:
[pic],
(63)
[pic] [pic],
[pic] [pic].
2.6 Конструктивні розміри корпусу редуктора
Товщина стінок корпуса й кришки:
[pic],
(64)
[pic] [pic].
Приймаємо [pic] [pic].
Товщина фланців поясів корпуса й кришки:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки:
[pic],
(65)
[pic] [pic],
[pic],
(66)
[pic] [pic],
нижнього пояса корпуса:
[pic],
(67)
[pic] [pic].
Приймаємо [pic] [pic].
Діаметр болтів:
Фундаментних:
Страницы: 1, 2
|
