Курсовая работа по прикладной механике Выполнил студент Коныров Ж. Б. Проверил Колосов В. И. Тюмень 2017 г
 Скачать 406 Kb.
|
9. Расчет редуктораТребуемая мощность двигателя будет: Pтреб. = Pвх. = 2,2 кВт В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 90L4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=2,2 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1395 об/мин, Угловая скорость: двиг. = В итоге получаем: двиг. = = 146,084 рад/с. Oбщее передаточное отношение: uобщ. = После подстановки получаем: uобщ. = = 15,377 Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа: u1 = 3,1 u2 = 5 Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу. Таблица 1. Частоты и угловые скорости вращения валов
Вращающие моменты на валах: Tведущ.шкив.1-й передачи = Tтреб. = = = 15059,829 H·мм = 15,06 H·м где двиг. = 9,425 рад/с. T1 = Tдвиг. · u1 · 1 · подш. = = = = 44832,057 Н·мм = 44,832 Н·м T2 = T1 · u2 · 2 · подш. = 44832,057 · 5 · 0,965 · 0,99 = 214151,527 Н·мм = 214,152 Н·м Расчёт 2-й зубчатой конической передачи Рис. 6. Передача зубчатая коническая. Проектный расчётТак как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]): - для шестерни: сталь: 45 термическая обработка: улучшение твердость: HB 300 - для колеса: сталь: 45 термическая обработка: улучшение твердость: HB 235 Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]), будут: []H = , По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350: H lim b = 2 · HB + 70. H lim(шестерня) = 2 · 300 + 70 = 670 МПа; H lim(колесо) = 2 · 235 + 70 = 540 МПа; Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни: d'e3 = K · d'e3 = 30 · = 65,794 мм. где коэффициент K в зависимости от поверхностной твёрдости, для выбранных материалов K = 30; для прямозубой конической передачи коэффициент H = 0,85. Окружную скорость Vm на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле (при Kbe = 0,285): Vm = Vm = = 1,329 м/с. SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса. ZN = , где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев: NHG = 30 · HBср2.4 12 · 107 NHG(шест.) = 30 · 3002.4 = 26437005,784 NHG(кол.) = 30 · 2352.4 = 14712420,333 NHE = H · Nк - эквивалентное число циклов. Nк = 60 · n · c · t Здесь: - n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 450,001 об./мин.; n(колеса) = n2 = 90 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; t = 10000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы. H = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда: Nк(шест.) = 60 · 450,001 · 1 · 10000 = 270000600 Nк(кол.) = 60 · 90 · 1 · 10000 = 54000000 NHE(шест.) = 0,18 · 270000600 = 48600108 NHE(кол.) = 0,18 · 54000000 = 9720000 В итоге получаем: ZN(шест.) = = 0,904 Так как ZN(шест.)<1.0, то принимаем ZN(шест.) = 1 ZN(кол.) = = 1,072 ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15 По предварительно найденной окружной скорости получим Zv: Zv = 0.85 · V0.1 = 0.85 · 1,3290.1 = 0,875 Допустимые контактные напряжения: для шестерни []H3 = = 548,182 МПа; для колеса []H4 = = 473,629 МПа; Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет: []H = []H4 = 473,629 МПа. Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]), будут: []F = . По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем F lim(шестерня) = 540 МПа; F lim(колесо) = 423 МПа; SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса. YN = , где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости: NFG = 4 · 106 NFE = F · Nк - эквивалентное число циклов. Nк = 60 · n · c · t Здесь: - n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 450,001 об./мин.; n(колеса) = n2 = 90 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; t = 10000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы. F = 0,036 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда: Nк(шест.) = 60 · 450,001 · 1 · 10000 = 270000600 Nк(кол.) = 60 · 90 · 1 · 10000 = 54000000 NFE(шест.) = 0,036 · 270000600 = 9720021,6 NFE(кол.) = 0,036 · 54000000 = 1944000 В итоге получаем: YN(шест.) = = 0,862 Так как YN(шест.)<1.0, то принимаем YN(шест.) = 1 YN(кол.) = = 1,128 YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями. YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]). Допустимые напряжения изгиба: для шестерни []F3 = = 317,647 МПа; для колеса []F4 = = 248,824 МПа; При полученной скорости для конической прямозубой передачи выбираем 7-ю степень точности. Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни: de3 = 165 · где коэффициент внутренней динамической нагрузки KHv = 1,058 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.6[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть: 8. Коэффициент KH, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, находим через коэффициент KHo = 1,122. Для конических колёс с прямыми зубьями: KH = KHo = 1,122 В итоге получаем: de3 = 165 · = 63,06 мм. Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены, значение коэффициента bd вычисляем ориентировочно: bd = 0,166 · = 0,166 · = 0,846 Угол делительного конуса шестерни: 3 = arctg = arctg = 11,31o Внешнее конусное расстояние: Re = = = 160,771 мм Ширина зубчатого венца: b = 0,285 · Re = 0,285 · 160,771 = 45,82 мм Принимаем по табл. 24.1[2] b = 47 мм. Внешний торцовой модуль передачи: me где коэффициент внутренней динамической нагрузки KFv = 1,093 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.9[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть:8. коэффициент KF, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, для конических передач с прямыми зубьями: KF = K'F, здесь: K'F = 0,18 + 0,82 · KHo = 0,18 + 0,82 · 1,122 = 1,1 KF = 1,1 Для прямозубой конической передачи коэффициент F = 0,85. Тогда: me = 1,204 Принимаем по табл. 24.1[2] me = 3,2 мм Числа зубьев шестерни: z3 = = = 19,70620 Числа зубьев колеса: z4 = z3 · u2 = 20 · 5 = 100100 Фактическое передаточное число будет: u2ф = = = 5 Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что меньше, чем допустимые 3%. Углы делительных конусов шестерни и колеса: 3 = arctg = arctg = 11,31o 4 = 90o - 3 = 90o - 11,31o = 78,69o Делительные диаметры колёс: de3 = me · z3 = 3,2 · 20 = 64 мм; de4 = me · z4 = 3,2 · 100 = 320 мм. Внешние делительные диаметры колёс: dae3 = de3 + 2 · (1 + xe3) · me · cos(3) dae3 = 64 + 2 · (1 + 0,43) · 3,2 · cos(11,31o) = 72,974 мм dae4 = de4 + 2 · (1 + xe4) · me · cos(4) dae3 = 320 + 4 · (1 - 0,43) · 3,2 · cos(78,69o) = 320,715 мм где xe3 = 0,43 - смещение для шестерни, находится по таблице 2.12[2].Смещение для колеса xe4 = -xe3 = -0,43. Средние диаметры шестерни и колеса: dm3 = 0,857 · de3 = 0,857 · 64 = 54,848 мм dm4 = 0,857 · de4 = 0,857 · 320 = 274,24 мм Силы в зацеплении: окружная сила на среднем диаметре: Ft = = = 1634,772 H осевая сила на шестерне: Fa3 = Ft · tg() · sin(3) = 1634,772 · tg(20o) · sin(11,31o) = 116,691 H радиальная сила на шестерне: Fr3 = Ft · tg() · cos(3) = 1634,772 · tg(20o) · cos(11,31o) = 583,454 H осевая сила на колесе: Fa4 = Fr3 = 583,454 H радиальная сила на колесе: Fr4 = Fa3 = 116,691 H |