КУРСОВИК ДМ-02.10-00.15.01

Лист

СОДЕРЖАНИЕ

Лист

Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Дея - тельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений челове - ческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проета используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объ - емной и контактной прочности, материаловедения, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопро - тивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т.д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер измене - ния нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные разме - ры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления,

втом числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральном старению.

Существуют различные типы механических передач: чилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные и т.д. Это рождает вопрос о о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи ру -

ководствуются показателями, среди которых основными являютя КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%,

вавтомобилях - 10% и т.д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на ме - ханические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1.2 Энергетический и кинематический расчет привода

1.2.1 КПД привода

КПД привода η0 определяется по формуле [1, c.7]:

Потребляемая мощность электродвигателя определяется по формуле [1, c.7]:

Таблица 1 - Значения отношений Ti/T и Lhi/Li, коэффициента Ke

T – номинальный вращающий момент, по графику нагружения;

Из таблицы [1, с.23] выбираем электродвигатели ближайщей большей мощности и записываем их в таблицу 3.

Таблица 3 - Таблица вариантов электродвигателей

1.2.3 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням

Общее передаточное число определяется по формуле [1, с.10]:

где Uред – передаточное число редуктора, [1, табл.3] [Uред] = 12,5 … 31,5 пред. 7,1 … 50;

Uпер – передаточное число цепной передачи, [1, табл.2] [Uпер] = 1,5 … 3; максимальное 4

Если предположить что U'ред задано, то Uпер = U'0/U'ред, результаты записываем в таблицу 4.

Таблица 4 - Таблица значений передаточных отношений

Производим разбивку передаточного отношения по ступеням, которое определяется по формуле Uред = Uб · Uт.

где Uб – передаточное отношение быстроходной ступени, U'б = Uред/U'т; Uт – передаточное отношение тихоходной ступени, U'т = 0,9 · √Uред

Полученные результаты передаточных отношений быстроходной и тихоходной ступени округляем до стандартных значений по ряду чисел Ra20 по ГОСТ 8032-84. Результат расчетных и принятых значений записываем в таблицу 5.

Таблица 5 - Значения расчетных и принятых значений передаточных отношений

1.4Проектировочный расчет зубчатых передач

Вцелях унификации для всех зубчатых колес обеих ступеней принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, имеющую широкое применение в редукторостроение при отсутствии жестких требований к габаритам и к массе, при V≤10 м/с и относительно невысокой стоимости. Производство – массовое. Для лучшей приработки назначаем [2, с.4]:

Производство – массовое.

Для лучшей приработки назначаем [2, с.4]: для колес – закалка ТВЧ, для шестерни - закалка ТВЧ механическая характеристика [2, с.5] представлена в таблице 8.

Таблица 8 – Механические характеристики свойств зубчатых колес

1.4.1 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле [2, с.9]:

где ζн limb – базовый предел контактной выносливости определяется по формуле для шестерни ζн limb = 17 · ННRC + 200 = 17 · 50 + 200 = 1050 мПа; для колеса ζн limb = 17 · ННRC + 200 = 17 · 47,5 + 70 = 1007,5 мПа;

Sн – коэффициент запаса прочности,

для шестерни Sн min 1 = 1,1, для колеса Sн min 2 = 1,2;

zR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей; zV – коэффициент, учитывающий окружную скорость;

zL – коэффициент, учитывающий влияние смазки;

zX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

для шестерни Nн lim1 = 30 · 4802,4 = 81,677 · 106 ≤ 120 · 106;

для колеса Nн lim2 = 30 · 4402,4 = 66,284 · 106 ≤ 120 · 106;

Nне – эквивалентное число циклов, задан не стационарный режим нагружения приводит к эквивалентному постоянному, определяется по формуле [2, с.10]:

где Nε – суммарное число нагружений за весь срок службы, Nε = 60 · ni · ci · Lh; μн – коэффициент приведения к эквивалентному режиму определяется по

[2, с.8]:

где mн – показатель степени отношения моментов, mн = 0,5 · qн;

qн – показатель степени кривой усталости определяется по [2, с.8] qн = 6;

сi – число зацеплений за один оборот зубчатого колеса, с1 = с2 = 1; Lh – срок службы передачи в часах определяется по формуле [2, с.8]:

где kг, kс – коэффициенты годового и суточного использования передачи