
- •Содержание, объем курсового проекта и требования к нему
- •Техническое задание на курсовое проектирование
- •К инематические схемы редукторов
- •Исходные величины для проектирования редуктора
- •Численные значения коэффициентов в таблице 2
- •Вид зацепления в редукторах из таблицы 1
- •Содержание и последовательность работы Расчетная часть
- •2. Обоснование выбора электродвигателя
- •Кинематический и силовой расчет редуктора
- •Межцентровые расстояния редуктора
- •Масса привода
- •3. Расчет зубчатых передач
- •4. Эскизная компоновка редуктора
- •5. Подбор подшипников
- •6. Подбор муфт [11, с. 456].
- •7. Расчет валов на статическую прочность,
- •8. Выбор посадок, расчет одной посадки
- •9. Выбор смазки [9, с. 147; 3, с. 144]
- •10. Оценка неравномерности движения машины
- •11. Расчет основания привода с учетом колебаний
- •Исследовательская часть в проекте
- •Литература
- •Титульный лист пояснительной записки к курсовому проекту Формат а4
- •Кафедра прикладной механики
- •Заглавный лист к пояснительной записке. Формат а4
- •Основные размеры (мм) электродвигателей серии 4а
- •Некоторые материалы зубчатых колес, их термообработка, механические характеристики и область применения
- •Допустимые скорости и области применения зубчатых передач в зависимости от степени точности
Межцентровые расстояния редуктора
Название параметра |
Значение параметра |
|||
Частота вращения двигателя, с–1 |
304,7 |
150,8 |
101,0 |
75,9 |
Быстроходная ступень аб, мм |
|
|
|
|
Тихоходная ступень ат, мм |
|
|
|
|
а = аб + ат, мм |
|
|
|
|
Приближенно определим массу G:
– для двухступенчатых цилиндрических редукторов:
G
= 0,65(
+
)
– 70 (кг), если 150 <
+
<
300 (мм);
G = 1,3( + )– 270 (кг), если 300 < + < 540 (мм);
G = 3,6( + ) – 1500 (кг), если 540 < + < 1000 (мм);
– коническо-илиндрических и соосных редукторов:
G = 186 (кг), если = 200 (мм);
G = 390 (кг), если = 250 (мм);
G = 470 (кг), если = 300 (мм);
G = 1000 (кг), если = 400 (мм);
G = 1500 (кг), если = 500 (мм).
После того как будет определена масса электродвигателей (см. табл. П1) определить массу привода.
Таблица 7
Масса привода
д, с–1 |
Масса, кг |
||
двигателя |
редуктора |
привода |
|
304,7 |
|
|
|
150,8 |
|
|
|
101,0 |
|
|
|
75,9 |
|
|
|
3. Расчет зубчатых передач
3.1. Выбор допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения [н] (МПа) для прямозубых колес определяют раздельно для шестерни [н]ш и колеса [н]к :
,
(6)
где
– предел
контактной выносливости поверхностных
слоев зубьев, соответствующий базе
испытаний;
(
– абсцисса
точки перелома кривой усталости), который
выбира-ется в зависимости от твердости
(см. работы
[1, с. 174;
3, с. 43]),
– коэффициент
долговечности, учитывающий влияние
срока службы
и режима нагрузки передачи
(если
– суммарное число циклов нагружений
больше
,
то
=
1, а если
<
,
то необходимо ввести поправку в
допускаемые
напряжения);
–
коэффициент
безопасности, принимаемый
1,1
для
объемно-упрочненных зубьев, а для
поверхностноупрочненных
–
1,2; при
тяжелых последствиях отказов соответственно
1,2
и
1,35;
–
коэффициент,
учитывающий шероховатость сопряженных
поверхностей
зубьев,
выбираемый от
0,9
до
1,0
(меньшие значения для
=
20...10
мкм, а большие
– для
=
1,25...0,8 мкм);
–
коэффициент,
учитывающий окружную скорость;
–
коэффициент, учитывающий влияние
смазывания;
–
коэффициент, учитывающий размер зубчатого
колеса.
ГОСТ рекомендует для колес с d < 1000 мм принимать
.
Для непрямозубых передач за допускаемое контактное напряжение рекомендуют принимать условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле
.
Допускаемые
напряжения изгиба [
]
(МПа) при расчете на выносливость зубьев
определяют раздельно для шестерни [
]Ш
и колеса
[
]К
по формуле
,
(7)
где
–
предел выносливости зубьев при изгибе,
МПа, соответствующий базе испытаний
,
–
коэффициент
долговечности, учитывающий влияние
срока службы и режима нагрузки передачи
(если
– суммарное
число циклов нагружений больше
,
то
=
1,
а если
,
то необходимо
внести поправку в допускаемые напряжения);
– коэффициент безопасности;
выбирают в зависимости от вероятности
безотказной работы (для сталей НВ
< 350;
=
1,75 при
вероятности не разрушения 98 %
и
= 2,2
при вероятности неразрушения
> 99 %);
=1,3
вводят только для литых заготовок;
> 1 вводят при работе в
условиях
коррозии или высоких температур;
– коэффициент,
учитывающий влияние двустороннего
приложения нагрузки;
=
1 при односторонней нагрузке,
=
0,7...0,8 при реверсивной нагрузке,
– коэффициент,
учитывающий шероховатость поверхности
выкружки в основании зуба, принимаемый
=
0,65...1,2;
– коэффициент, учитывающий механическое
упрочнение
(обдувка
дробью или обкатка роликами),
принимаемый
= 1,1...1,5;
– коэффициент,
учитывающий масштабный фактор. Значения
,
,
выбираются по рекомендациям работы
[1, с.
289].
Допускаемые напряжения при перегрузках и ограниченном числе нагружений определяются по формулам:
,
(8)
,
(9)
где [н]ц,
[F]ц
–
допускаемые
контактные напряжения и напряжения
изгиба при
,
[н]n,
[F]n
– допускаемые
контактные напряжения и напряжения
изгиба при перегрузках;
–
число
циклов нагружений;
показатель степени m
= 6 при НВ <
350
и
m
= 9
при НВ
> 350.
Примечание: [н] = 2,8 т, [F]n = 0,8 т при НВ < 350; [н]n = 4,2 НВ, [F]n = 0,38 в, при НВ > 350 (здесь т и в – предел текучести и предел прочности в МПа).
3.2. Определение размеров зубчатых колес
3.2.1. Вычислить размеры шестерни быстроходной ступени и тихоходной ступени по формулам (НВ < 350):
– цилиндрическая прямозубая передача
мм; (10)
– цилиндрическая косозубая передача
мм;
(11)
– коническая передача
мм. (12)
В формулах
(10), (11),
(12) обозначено:
– крутящий
момент силы, передаваемый шестерней,
Нм;
– передаточное
число быстроходной или тихоходной
ступени; [
]
– допускаемое
контактное напряжение, МПа;
– отношение ширины венца зубчатого
колеса к диаметру шестерни;
– коэффициент
нагрузки
(KНВ–
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине
зубчатого венца;
– коэффициент,
учитывающий динамическую
нагрузку;
– коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями);
– коэффициент ширины зубчатого венца
конической передачи; коэффициент
–
прямозубая коническая передача;
– косозубая коническая передача;
– коническая передача с круговыми
зубьями.
Штрихом отмечены величины, которые подлежат уточнению в процессе расчетов. На первом этапе ими задаются или рассчитывают их ориентировочные значения.
Ориентировочные
значения коэффициентов
на первом этапе можно принимать
следующими:
=
1,3 – косозубая цилиндрическая, прямозубая
двух-поточная;
= 1,4 – прямозубая, шевронная цилиндрическая, коническая косозубая и с круговым зубом;
= 1,5 – коническая прямозубая;
= 0,7...0,8
– косозубая
цилиндрическая;
= 0,8...0,9 – прямозубая;
= 0,9...1,0 – шевронная;
= 1,1...1,2 – косозубая двухпоточная;
= 1,3...1,4 – прямозубая двухпоточная;
=
0,285...0,30 – конические
передачи.
Определить диаметры колес по формуле
,
где – передаточное число быстроходной (тихоходной) ступени.
3.2.2. Ориентировочно определить размеры редуктора
Рассчитать ширину колес по формулам:
– ширина венца
зубчатого колеса
;
– ширина шестерни
;
– ширина венца
конического колеса
;
– внешнее конусное расстояние конических передач
.
Вычислить углы
делительных конусов
,
.
Определить диаметры
валов
редуктора по формуле
,
где
– наибольшее
значение крутящего момента сил на
соответствующем валу;
= (20...30)
МПа
– пониженное
допускаемое касательное напряжение
для материала вала.
Вычертить в масштабе 1:2 зубчатые колеса и валы согласно заданной кинематической схеме и показать руководителю проекта.
3.2.3. Уточнить параметры цилиндрической зубчатой передачи
Определить
межцентровое расстояние
,
мм.
Определить
модуль зацепления
,
мм
и согласовать с ГОСТом m = 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; (2,75); 3,0; (3,25); 3,5; (3,75); 4,0; (4,25); 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0; 8,0; 9,0... (значения модулей, указанные в скобках, желательно не применять).
Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса
(округлить до
целого числа;
= 0 – прямозубые,
– косозубые,
– шевронные).
Определить число
зубьев шестерни,
,
(округлить до целого числа
).
Определить число
зубьев колеса
.
Уточнить
передаточное число
(отклонение допустимо до
5 %).
Уточнить угол
наклона зуба
(
определяется с точностью до секунды).
Определить основные размеры зубчатой пары и разработать конструкцию колеса [4, с.140, 167; 3, с.15; 5, c.27, 33].
Назначить степень точности изготовления зубчатых колес по окружной скорости [ 4, с.153 и др.].
,
мс–1.
После выбора значения модуля, зная число зубьев, можно уточнить диаметры зубчатых колес по формуле: di = m zi.
3.2.4. Уточнить параметры конической зубчатой передачи
Принять число
зубьев шестерни
Z1
(17...25).
Определить число зубьев колеса Z2
по формуле
(округлить число зубьев Z2
до целого числа).
Вычислить модуль
зацепления
или
:
– прямозубые
конические
;
– косозубые или
с круговым зубом
,
(согласовать с ГОСТом (см. п.3.2.3.)).
Уточнить размеры
зубчатых колес
,
.
Вычислить внешнее
конусное расстояние
:
– прямозубая
коническая
;
– косозубая или
с круговым зубом
.
Вычислить среднее
конусное расстояние
:
– прямозубая коническая Rm = Re – 0,5b;
– косозубая (
)
или с круговым зубом (
)
.
Вычислить нормальный модуль зацепления m = meRm/Re
.
(Нормальный модуль зацепления по ГОСТу не выбирается.)
Назначить степень точности по окружной скорости V = 4,310–4 d1, мс–1, где di – диаметр шестерни в мм (см. табл. П4).
3.3. Проверка напряжений в зубьях зубчатых передач
3.3.1. Определить рабочие контактные напряжения и сравнить их с допускаемыми:
(13)
где
KS
= 19200 – прямозубая
цилиндрическая передача;
KS
= 16300 – косозубая,
шевронная цилиндрическая; (KS)к
= 32240 –
прямозубая
коническая; (KS)к
= 24200 – коническая с круговым зубом;
(KS)к
= 25400 – косозубая коническая; d1 –диаметр
делительной окружности
шестерни, мм; b
– ширина венца зубчатого колеса, мм; Ui
–
уточненное
значение передаточного числа;
– крутящий
момент
силы
на том валу, где шестерня, Нм;
– уточненное
значение коэффициента нагрузки;
–
прямозубые передачи;
+
– косозубые передачи;
–
степень точности (целое число)
;
–
прямозубая
цилиндрическая;
– косозубая цилиндрическая;
–
прямозубая коническая;
= 1 – косозубые цилиндрические передачи.
Прямозубые цилиндрические передачи:
– симметричная
относительно опор;
– несимметричная
относительно опор;
– двухпоточная.
Конические передачи:
;
– прямозубые
цилиндрические и конические;
– косозубые
цилиндрические и конические.
3.3.2. Определить рабочие напряжения изгиба и сравнить их с допускаемыми
Цилиндрические прямозубые, косозубые, шевронные:
,
где
– крутящий момент силы на том валу, где
установлена
шестерня,
Нм;
b
– ширина
венца колеса, мм;
– модуль
нормальный,
мм;
– делительный
диаметр шестерни, мм;
– коэффициент
формы зуба;
–
приведенное число зубьев (
для прямозубых передач);
– число зубьев шестерни,
– число зубьев колеса;
;
– коэффициент нагрузки;
;
–
шестая степень точности;
– седьмая степень точности;
– восьмая степень точности;
– цилиндрические
прямозубые;
– цилиндрические
косозубые.
Рабочие напряжения изгиба колеса определяются соотношением
.
Конические прямозубые и косозубые:
,
где KF
= 2280 – прямозубые; KF
= 1500 – косозубые;
–
имеют тот же физический смысл, что и в
формуле (13);
– прямозубые,
– косозубые,
– подставляется уточненное значение;
приведенное число зубьев
,
– косозубая коническая пе-редача;
;
– прямозубая
коническая;
– косозубая и с
круговым зубом конические передачи.
.
3.3.3. Проверка напряжений при перегрузках:
,
(14)
где
– контактное напряжение при перегрузках;
– рабочее контактное напряжение, которое
возникает при номинальном крутящем
моменте;
– допускаемое контактное напряжение
при перегрузках;
– максимальное значение момента сил
сопротивления;
–
момент движущих сил (отношение
/
определяется из графика).
,
где
,
,
,
,
– имеют тот же смысл, что и в формуле
(14), но только для напряжений изгиба.