Автор работы: Пользователь скрыл имя, 09 Июня 2012 в 15:47, курсовая работа
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) задана:
Pв = 27 кВт.
Тогда требуемая мощность электродвигателя [1, стр. 5]
Pэ.тр = Pв/ηобщ,
где ηобщ = η1 η2 η3 ...
Здесь η1, η2, η3 ... - КПД отдельных звеньев кинематической цепи, ориентировочные значения которых с учетом потерь в подшипниках можно принимать по табл. 1.1 (1, стр. 6).
Введение
1. Кинематический расчет привода
1.1 Подбор электродвигателя
1.2 Уточнение передаточных чисел привода
1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
2. Расчет цилиндрической передачи
2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
2.4 Проектный расчет
2.4.1 Межосевое расстояние
2.4.2 Предварительные основные размеры колеса
2.4.3 Модуль передачи
2.4.4 Суммарное число зубьев
2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса
2.4.6 Фактическое передаточное число
2.4.7 Диаметры колес
2.4.8 Размеры заготовок
2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
2.4.10 Силы в зацеплении
3. Эскизное проектирование
3.1 Проектные расчеты валов
3.2 Расстояние между деталями передач
3.3 Выбор типов подшипников
3.4 Схемы установки подшипников
3.5 Составление компоновочной схемы
4. Конструирование зубчатых колес
4.1 Шестерня
4.2 Зубчатое колесо
5. Подбор шпоночных соединений
5.1 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и вала
5.2 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков
6. Подбор подшипников качения на заданный ресурс
6.1 Подшипники быстроходного вала
6.2 Подшипники тихоходного вала
7. Конструирование корпусных деталей
8. Конструирование крышек подшипников
9. Расчет валов на прочность
9.1 Входной вал
9.2 Выходной вал
10. Выбор манжетных уплотнений
10.1 Входной вал
10.2 Выходной вал
11. Выбор смазочных материалов и системы смазывания
12. Расчет муфт
13. Порядок сборки привода, выполнение необходимых регулировочных работ
Список используемой литературы
Начальное значение коэффициента K0Hα распределения нагрузки между зубьямив связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности (nст = 5, 6, 7, 8, 9) по нормам плавности:
для прямозубых передач
K0Hα = 1 + 0,06(nст - 5), при условии 1 ≤ K0Hα ≤ 1,25;
для косозубых передач
K0Hα = 1 + A(nст - 5), при условии 1 ≤ K0Hα ≤ 1,6,
где A = 0,15 - для зубчатых колес с твердостью H1 и H2 > 350 HB и A = 0,25 при H1 и H2 ≤ 350 HB или H1 > 350 HB и H2 ≤ 350 HB.
K0Hα = 1 + 0,06(8 - 5) = 1.18
Принимаем коэффициент KHw по табл. 7 равным (ближайшее значение твердости по таблице 495 HB или 51 HRC к твердости колеса 522 HB) 0.90.
KHα = 1 + (1.18 - 1)0.90 = 1.162;
Принимаем коэффициент KHβ0 по табл. 6 (схема 6) равным 1.15.
KHβ = 1 + (1.15 - 1) 0.90 = 1.135;
KH = 1.09 ∙ 1.135 ∙ 1.162 = 1.44.
Уточнённое значение межосевого расстояния:
aw = 202.1 мм;
Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа, кратного пяти, или по ряду размеров Ra 40 [1, табл. 24.1]. При крупносерийном производстве редукторов awокругляют до ближайшего стандартного значения: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм. [1, стр. 20]
Принимаем aw = 210 мм;
2.4.2 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
d2 = 2awu/(u
d2 = 2 ∙ 210 ∙ 7 / (7 + 1) = 367.5 мм;
Ширина:
b2 = ψba ∙ aw;
b2 = 0.31 ∙ 210 = 65 мм.
Принимаем выбранное из стандартного ряда Ra 40 значение ширины:
b2 = 67 мм.
2.4.3 Модуль передачи
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания [1, стр. 20]
mmax ≈ 2aw/[17(u
mmax ≈ 2 ∙ 210 / [17(7 + 1)] = 3.09 мм.
Минимальное значение модуля mmin, мм, определяют из условия прочности [1, стр. 20]:
где Km = 3,4 ∙ 103 для прямозубых и Km = 2,8 ∙ 103 для косозубых передач; вместо [σ]F подставляют меньшее из значений [σ]F2 и [σ]F1.
Табл. 8 [1, табл. 2.9, стр. 20]
Степень точности по ГОСТ 1643-81 |
Твердость на поверхности зубьев колеса |
Значения KFυ при υ, м/с | ||||
|
1 |
3 |
5 |
8 |
10 | ||
|
6 |
> 350 HB |
1,02 1,01 |
1,06 1,03 |
1,10 1,06 |
1,16 1,06 |
1,20 1,08 |
≤ 350 HB |
1,06 1,03 |
1,18 1,09 |
1,32 1,13 |
1,50 1,20 |
1,64 1,26 | |
|
7 |
> 350 HB |
1,02 1,01 |
1,06 1,03 |
1,12 1,05 |
1,19 1,08 |
1,25 1,10 |
≤ 350 HB |
1,08 1,03 |
1,24 1,09 |
1,40 1,16 |
1,64 1,25 |
1,80 1,32 | |
|
8 |
> 350 HB |
1,03 1,01 |
1,09 1,03 |
1,15 1,06 |
1,24 1,09 |
1,30 1,12 |
≤ 350 HB |
1,10 1,04 |
1,30 1,12 |
1,48 1,19 |
1,77 1,30 |
1,96 1,38 | |
|
9 |
> 350 HB |
1,03 1,01 |
1,09 1,03 |
1,17 1,07 |
1,28 1,11 |
1,35 1,14 |
≤ 350 HB |
1,11 1,04 |
1,33 1,12 |
1,56 1,22 |
1,90 1,36 |
--- 1,45 | |
Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе - для косозубых зубчатых колес.
Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба
KF = KFνKFβKFα.
Коэффициент KFν учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения KFν принимают по табл. 8 [1, табл. 2.9, стр. 20] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.
Для степени точности 8, максимальной окружной 2.77 м/с, твердости HB>350 принимаем KFν=1.09.
KFβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле
KFα - коэффициент, учитывающий влияние погрешности изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же как при расчетах на контактную прочность: KFα = KFα0.
В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов KFβ и KFα не учитывают. [1, стр. 21]
KF = KFν = 1.09.
mmin = 1.23 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2) [1, стр. 21]:
Ряд 1, мм ..... |
1,0; |
1,25; |
1,5; |
2,0; |
2,5; |
3,0; |
4,0; |
5,0; |
6,0; |
8,0; |
10,0; |
Ряд 2, мм ..... |
1,12; |
1,37; |
1,75; |
2,25; |
2,75; |
3,5; |
4,5; |
5,5; |
7,0; |
9,0; |
Принимаем из стандартного ряда m = 2.0 мм.
Значения модулей m < 1 при твердости ≤ 350 HB и m<1,5 при твердости ≥ 40 HRCэ для силовых передач использовать нежелательно. [1, стр. 21]
2.4.4 Суммарное число зубьев
Суммарное число зубьев
zs = 2aw/m = 210.
Полученное значение zs округляют в меньшую сторону до целого числа.
zs = 210.
2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни [1, стр. 21]
z1 = zs / (u
z1 = 210 / (7 + 1) = 26.25.
Значение z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. [1, стр. 21]
z1 = 26.
Число зубьев колеса внешнего зацепления z2 = zs - z1.
z2 = 210 - 26 = 184.
2.4.6 Фактическое передаточное число
uф = z2/z1 = 184/26 = 7.08.
Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3% - для одноступенчатых, 4% - для двухступенчатых и 5% - для многоступенчатых редукторов.[1, стр. 22]