Технические требования на чертеже редуктора расчёт цилиндрических зубчатых передач Расчёт зубьев червячного колеса Пример выполнения курсового проекта Расчет резьбовых соединений Зубчатые передачи Червячные передачи http://www.hobnop.ru

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

Пример выполнения курсового проекта (упрощенный вариант)

  ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (см.рис.16.1.).

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, Fл = 8,55 кН; скорость ленты
vл = 1,3 м/с; диаметр приводного барабана Dб = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации (KHL =1); работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.


По табл. 15.1 примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,98;
коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4= 0,99.

Общий КПД привода η = η1* η22* η3* η4= 0,98*0,992*0,92*0,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана Nб = Fл*vл = 8.55*1.3 =11.1 квт.
Требуемая мощность электродвигателя  NТР = N б / η = 11,1 / 0,875 = 12,7 квт.

Угловая скорость барабана  ωб = 2 vл / Dб = 2*1,3 / 0,4 = 6,5 рад/с.

Частота вращения барабана  nб = 30 ωб / π = 30*6,5 / 3,14 = 62 об/мин.

В таблице электродвигателей (см. приложение 18.7) по требуемой мощности

nТР = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи ( табл.15.3), возможных значений частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора up = (3 – 6) и для цепной передачи uц = (1-5), uобщ = up* uц = (3 -30), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Nдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения
nдв = 1000 - 26 = 974 об/мин,

а угловая скорость ωдв = π nдв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

 Проверим общее передаточное отношение: u = ωдв / ωб = 101,5 / 6,5 =15,65 ,

 что можно признать приемлемым,  так как оно находится между 3 и 30 (большее значение принимать не рекомендуют).
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 — 81 uр = 5,

для цепной передачи uц =15,65 / 5 = 3,14.

 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

 Таблица 16.1.

Вал В

n1 = nдв= 974 об/мин

ω1 = ωдв = 101,5 рад/с

Вал С

n2 = n1 / uр = 974 / 5 = 194 об/мин.

ω 2= ω1 / uр = 101,5/5 =20,3рад/с

Вал А

nб=62 об/мин (см выше)

ω б= 6,5 рад/с

 Вращающие моменты:
на валу шестерни Т1 = NТР / ω1 =12,7*103 / 101,5 = 125*103 Нмм.

Подпись: Рисунок 16.2.
на валу колеса Т2 = Т1 uр = 625*103 Нмм.

 Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу 16.1.

 16.1 Расчёт зубчатых колёс редуктора

  Данный расчёт выполняется по методике и формулам , показанным в разделе 7 настоящего пособия.

 Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. раздел 6): для шестерни - сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость

НВ 230-260; для колеса — сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200-230.

 Допускаемые контактные напряжения [формула (7.2)]

 σH =σHlimbKHL / [SH] , где σHlimb -предел контактной выносливости при базовом
числе циклов.

 По табл. 6.3 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) σHlimb= 2НВ + 70;

KHL — коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

 KHL = 1 ; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

 [σH] = 0.45([σH1] + [σH2])

для шестерни [σH1] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

для колеса [σH2] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

 [σH] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено.

 Коэффициент KHβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 7.3, как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4 (см. раздел 7).

 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (7.1)

   = 43(5+1)мм,

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора и = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81

 aw = 200 мм (см. раздел 7).

  Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации :

 тп = (0,01 - 0,02) aw = (0,01 - 0,02)200 = 2 - 4 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 — 80 mn = 2,5 мм .

 Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса :

 Z1 = = = 26.2 

Принимаем z1 = 26; тогда z2 = z1u =26*5 = 130.
Уточненное значение угла наклона зубьев  ; β = 12°50'.

 Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные: d1=mn z1 / cosβ = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

 d2=mn z2 / cosβ = 2.5*130 / 0.975 = 333.34мм;

Проверка : aω = 0.5(d1 + d2) = 0.5(66.66+333.34) = 200мм.

диаметры вершин зубьев:

  da1 =d1 + 2тn = 66,66 + 2 • 2,5 = 71,66 мм;
da2 =d2+ 2тп = 333,34 + 2 • 2,5 = 338,34 мм;

ширина колеса b2 = Ψba *aω = 0,4*200 = 80 мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 Ψbd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.

 Окружная скорость колес и степень точности передачи

v = 0,5 ω1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. табл. 7.3).
Коэффициент нагрузки KH = KH KHa KHv

Значения KHβ даны в табл. 7.1; при Ψbd= 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ = 1,155.

По табл. 7.3 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 7.2 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.

Таким образом, KH = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

 Проверка контактных напряжений по формуле (7.13):

  = 270 /200= 392 МПа < [σH].

 Силы, действующие в  зацеплении :

окружная Ft = 2T / d1 = 2*125*103 / 66.66 = 3750 H;

радиальная Fr = Ft tqa / cosβ = 3750*tq 200 / cos 120 50´ = 1400 Н;

осевая Fr = Ft tg, β = 3750*tg 12°50' = 830 Н.

Расчёт требуемой мощности электродвигателя и выбор серийного электродвигателя

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Первый этап компоновки редуктора Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый служит для приближённого определения положения зубчатых кол1с и звёздочек (шкивов) относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Проверка долговечности подшипников

Конструируем узел ведущего вала

Заклепочное соединение относится к неразъемным соединениям


Проверочный расчет на выносливость при изгибе