Готовая работа другого человека. Фгбоу впо угту
![]()
|
МИНОБРНАУКИ РОССИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Ухтинский государственный технический университет» ФГБОУ ВПО «УГТУ» Воркутинский филиал УГТУ Кафедра недропользования, строительства и менеджмента Курсовой проект Дисциплина: Детали машин и основы конструирования Тема: Проектирование и расчёт одноступенчатого редуктора Шифр (202223) Группа ГД-20з-С Курс 3 Вариант № 28 Шамыкаев Александр Алексеевич Оценка: ______________ Проверил:____________ Хозяинов В.П. Дата проверки_________ г. Воркута 2023г. Оглавление1. Задание на проектирование. 2 2. Кинематический и силовой расчёт привода. 3 2.1 Выбор электродвигателя. 3 2.1.1 Требуемая мощность электродвигателя. 3 2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач. 3 2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода. 4 2.3.1 Частоты вращения валов. 4 2.3.2 Угловые скорости валов. 4 2.3.3 Мощности на валах привода. 5 2.3.5 Максимальный момент при перегрузке на валу двигателя (вал 1) 5 6 3 Расчёт косозубой передачи редуктора. 6 3.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения. 6 3.1.1Материалы шестерни и колеса. 6 Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колёс назначаем материалы со средними механическими характеристиками: сталь 45, термическая обработка - улучшение по ГОСТ 1050 – 88. Материал шестерни и колеса должен иметь нижеследующие механические свойства по таблице 3.3, с.34/ Учебник Чернавский С.А. : 6 Для стальных колёс с твердостью менее НВ 350 /2, с.34/ / Учебник Чернавский С.А. : 7 3.2 Расчёт геометрических параметров косозубой передачи. 9 3.3 Проверочный расчёт прочности зубьев 12 Литература. 17 1. Задание на проектирование.Спроектировать привод ленточного конвейера, содержащий асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубыми колёсами и стандартную компенсирующую муфту. Схема привода – на рисунке 1. Срок службы редуктора 36000 часов, привод реверсивный. Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту выбранного электродвигателя. М ![]() n4 = 80об/мин. ![]() 1 – вал электродвигателя; 2 – вал редуктора быстроходный; 3 – вал редуктора тихоходный; 4 – вал конвейера; 5 – электродвигатель; 6, 7 – шкивы клиноременной передачи ведущий и ведомый соответственно; 8 – ремень клиновой; 9, 10 – косозубые колёса редуктора; 11 – муфта компенсирующая; 12 – подшипники; 13 – корпус редуктора; 14,15 – барабаны конвейера ведущий и ведомый соответственно; 16 – лента конвейера. Рисунок 1.1 – Схема привода. 2. Кинематический и силовой расчёт привода.2.1 Выбор электродвигателя.2.1.1 Требуемая мощность электродвигателя.![]() где Р4 – мощность на компенсирующей муфте (на выходе привода), кВт; η – КПД привода. Здесь: ![]() где ηР, ηЗ, ηп – соответственно КПД ременной, зубчатой передач, пары подшипников качения; η4 – КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана конвейера. Примечания. В формуле (2.2) принято, что КПД всех подшипников качения одинаковы. Руководствуясь рекомендациями /2, с.5/, принимаем ηР = 0,95; ηЗ = 0,97; ηп = 0,99; η4 = 0,99; После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1), получим КПД привода: ![]() и требуемую мощность электродвигателя ![]() 2.1.2 С учётом требуемой мощности Ртр = 6,74 кВт выбираем асинхронный двигатель трехфазный короткозамкнутый 4А132M6У3 серии 4А закрытый, обдуваемый, с номинальной мощностью Рном = 7,5 кВт, синхронной частотой вращения nс = 1000 об/мин, с учётом скольжения s = 3,5% и отношением пускового момента к номинальному ![]() Вычисляем номинальную частоту вращения: ![]() ![]() 2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач.Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода nдв = 965 об/мин. ![]() Расчёт по формуле (2.4) дает ![]() Примем /2, с. 6/ передаточное отношение для зубчатой пары – iзб = 4. Тогда на долю клиноременной передачи остается передаточное отношение: ![]() Проверка ![]() 2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода.2.3.1 Частоты вращения валов.![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.3.2 Угловые скорости валов.![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.3.3 Мощности на валах привода.![]() ![]() ![]() ![]() 2.3.4 Вращающие моменты на валах привода. ![]() ![]() ![]() ![]() 2.3.5 Максимальный момент при перегрузке на валу двигателя (вал 1)![]() Номинальной мощности двигателя Рном = 3,0 кВт соответствует номинальный момент ![]() Отсюда, ![]() Очевидно, что при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности (см. пункт 2.3.4) в ![]() Исходя из этих соображений, получаем: ![]() ![]() ![]() ![]() 2.3.6 Результаты расчётов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблице 2.1. Таблица 2.1 – Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты навалах привода.
3 Расчёт косозубой передачи редуктора.3.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения.3.1.1Материалы шестерни и колеса.Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колёс назначаем материалы со средними механическими характеристиками: сталь 45, термическая обработка - улучшение по ГОСТ 1050 – 88. Материал шестерни и колеса должен иметь нижеследующие механические свойства по таблице 3.3, с.34/ Учебник Чернавский С.А. : Шестерня Колесо Твёрдость НВ 230…260 НВ 200…225 Предел текучести σТ, не менее 440 МПа 400 МПа Предел прочности σВ, не менее 750 МПа 690 МПа 3.1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчёте зубьев на выносливость в общем случае /2, с.33/ ![]() где ![]() ![]() ![]() Для стальных колёс с твердостью менее НВ 350 /2, с.34/ / Учебник Чернавский С.А. :![]() Коэффициент долговечности /2, с.33/ ![]() где ![]() ![]() Для стали с твердостью НВ 200…500 значение базового числа циклов ![]() Эквивалентное (действительное) число циклов /3, с.184/ ![]() где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассматриваемым колесом; n – частота вращения этого колеса, об/мин; t – срок службы передачи в часах. Для шестерни и колеса c = 1, n2 = 32,99 об/мин, n3 = 80,14 об/мин. По заданию на курсовой проект (см. раздел 1) срок службы составляет 36000 часов. Расчёт по формуле (3.4) даёт для шестерни и колеса соответственно: ![]() ![]() Без вычислений по формуле (3.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колёс окажется меньше единицы, так как ![]() ![]() В таком случае следует принимать ![]() Если взять коэффициент безопасности ![]() ![]() ![]() В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчёте на выносливость /2, с.35/ ![]() при соблюдении условия ![]() ![]() ![]() ![]() Расчёт по формуле (3.5) даёт ![]() Условие ![]() ![]() 3.1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колёс из улучшенной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле /3, с.187/: ![]() При σТ = 400 МПа (минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1) ![]() 3.1.4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчёте зубьев на выносливость вычисляются по формуле /3, с.190/: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() По рекомендации /2, с.43…45/ берём: – для улучшенных сталей ![]() ![]() ![]() Коэффициент долговечности /3, с.191/ ![]() где m – показатель корня; ![]() ![]() Для колёс с твёрдостью зубьев до и более НВ 350 величина m равна соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается ![]() Для обоих колёс ![]() ![]() ![]() Поэтому, принимается коэффициент долговечности ![]() Расчёт по формуле (3.7) даёт соответственно для шестерни и колеса ![]() ![]() 3.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте зубьев на кратковременные перегрузки при твёрдости менее НВ 350 /2, с.193/ ![]() Расчёт по этой формуле с учётом характеристик материала (см. 3.1.1) даёт для шестерни и колеса соответственно ![]() ![]() 3.2 Расчёт геометрических параметров косозубой передачи.Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2, с.32/ ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Передаточное число ![]() ![]() Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ![]() ![]() ![]() . Межосевое расстояние округляем до стандартного значения ![]() Нормальный модуль /2, с.36/ ![]() Из стандартного ряда модулей /2, с.36/ берём ![]() Назначим предварительно угол наклона линии зуба для косозубых колёс β = 10° /2, с.37/. Тогда, суммарное число зубьев ![]() Определяем число зубьев шестерни: ![]() Принимаем z2 = 24, тогда число зубьев колеса ![]() Фактическое передаточное отношение ![]() Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением ![]() ![]() Уточнённое значение ![]() соответствует β = 10,2631° = 10°15'47" Кинематическая схема исследуемого редуктора приведена на рисунке 3.1 ![]() Рис. 3.1. Кинематическая схема одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубой передачей. Косозубые цилиндрические передачи целесообразно проверять на выполнение условия /2, с.36/ ![]() При принятом значении коэффициента ширины венца по межосевому расстоянию ![]() При обработке шестерни с числом зубьев z2 = 24 подрезание зубьев исключается, так как условие неподрезания /2, с.38/ ![]() соблюдено, что видно и без расчёта ![]() Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно ![]() ![]() Правильность вычислений подтверждается проверкой ![]() Диаметры вершин зубьев ![]() ![]() Диаметры впадин зубьев ![]() ![]() Ширина колеса ![]() Ширина шестерни ![]() Коэффициент ширины шестерни по диаметру ![]() 3.3 Проверочный расчёт прочности зубьев3.3.1 Расчётное контактное напряжение для косозубых цилиндрических передач /2, с.31/ ![]() где ![]() Остальные символы в формуле расшифрованы ранее. Окружная скорость колёс ![]() При такой скорости ![]() Коэффициент нагрузки /2, с.32/ при проверочном расчёте на контактную прочность ![]() где ![]() ![]() ![]() По рекомендациям /2, с.39, 40/ назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Расчёт по формуле (3.1) даёт ![]() Ширину колеса берём в расчёт минимальную b = 100 мм. Момент на колесе Т3 = 739,85 Н·м. Расчёт по формуле (3.11) даёт ![]() Условие прочности выполняется. Недогрузка составляет ![]() ![]() 3.3.2 Расчёт зубьев на контактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом ![]() ![]() (см.пункт 3.1.3). 3.3.3 Напряжения изгиба зубьев косозубых цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле /2, с.46/ ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() b – ширина колеса, находящаяся в зацеплении (минимальная), мм; ![]() В зацеплении колес косозубой передачи действуют следующие силы /2, с.158/: – окружная ![]() – радиальная ![]() – осевая ![]() (Здесь α – угол зацепления в нормальном сечении (ГОСТ 13755-81)) . Коэффициент нагрузки /2, с.42/: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Тогда, по формуле (3.14) ![]() Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией /2, с.47/, возьмём ![]() Коэффициент ![]() ![]() (Здесь β° – вычисленный ранее угол наклона зубьев). Коэффициент формы зуба ![]() для шестерни ![]() для колеса ![]() Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с.42/ ![]() ![]() Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.13) даёт для шестерни и колеса соответственно: ![]() ![]() Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений ![]() ![]() Результат расчёта свидетельствует о большой недогрузке зубьев по напряженности изгиба. Это характерно для колес с малой твердостью и не являются отрицательным результатом проверочного расчёта. Ведь все геометрические параметры колёс определены проектным расчётом по контактным напряжениям. 3.3.4 Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (3.13), куда вместо окружной силы Ft, рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках ![]() После подстановки в формулу (3.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба ![]() ![]() Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1 допускаемых напряжений ![]() ![]() 3.3.5 Геометрические параметры колёс косозубой передачи, обоснованные в результате расчётов, сведены в таблицу 3.1. Таблица 3.1 – Геометрические параметры колес зубчатой передачи
Литература.Чернавский С.А Устюгов И.И. 1981 Жингаровский А.Н. |