Выдержка из текста работы
Рассчитать шестерню и колесо конической прямозубой закрытой передачи и подобрать электродвигатель. Мощность и угловая скорость на выходном валу соответственно равны P2 и ?2. Режим работы спокойный. Срок службы передачи 12000 часов.
Передача реверсивная.
P2 = 2,6 кВт;
?2 = 25 рад/с.
P2, ?2
1 Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.1.1 Расчёт необходимой мощности электродвигателя
[1, (1.2), стр.6], где
Pэ.р. – мощность электродвигателя расчетная,
?общ – общий КПД.
[1, (1.6), стр.7], где
?к – КПД конической передачи, ?к= 0,96 [1, табл.1.1, стр.6];
?пп1, ?пп2 – КПД одной пары подшипников, ?пп1, ?пп2= 0,99 [1, табл.1.1, стр.6];
?м – КПД муфты, ?м= 0,98 [1, табл.1.1, стр.6].
1.1.2 Определение числа оборотов выходного вала.
, отсюда
n2 – число оборотов на выходном валу;
?2 – угловая скорость на выходном валу, ?2 = 25 рад/с;
1.1.3 Определение требуемого числа оборотов двигателя
[1, (1.6), стр.7], где
– общее передаточное число всех кинематических пар предварительное;
В данном случае имеется одна кинематическая пара – коническая передача, т.е.:
= uк
uк = 1…4 [1, табл.1.2, стр.2], принимаем uк = 2,5
= 2,5
Из условия Pэ.?Pэ.р. и nэ.?nэ.тр. выбираем марку электродвигателя в соответствии с таблицей 19.27 [1, стр.384].
Получили:
Pэ. = 3кВт, nэ = 750 об/мин
Марка двигателя 4А 112М8/700.
1.2 Определение общего передаточного отношения и расчёт его по ступеням
1.2.1 Определение реального общего передаточного числа
Разбивка общего передаточного отношения по ступеням
1.2.2 Определение кинематических параметров всех валов
Определение частоты вращения всех валов
вал I : n1 = nэ = 750 об/мин
вал II : n2 = 239 об/мин
Определение угловой скорости всех валов
вал I :
вал II :
Мощности на каждом валу составят:
вал I : P1= Pэ ?м= 3*0,98 = 2,94 кВт
вал II : Р2= 2,6 кВт.
Pэ = 3 кВт
Определение вращающих моментов на каждом валу
вал I : Нм
вал II : Нм
2 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
2.1 Выбор материала для зубчатых колес
Обычно зубчатые колеса изготавливаются из углеродистых и легированных сталей. По твердости все зубчатые колеса делятся на две большие группы:
— зубчатые колеса с твердостью
— зубчатые колеса с твердостью >
Из условия равномерного износа колес материал шестерни должен быть качественнее чем материал зубчатого колеса, то есть HB1=HB2+30 .
Обычно используют следующую зависимость:
HB1 =HB2+(25?35), где
HB1 — твёрдость шестерни
HB2 -твёрдость зубчатого колеса
В данной работе был выбран материал для зубчатых колес из таб.2.1 [1, стр.13] марка стали 45 .Сталь подверглась следующим термическим обработкам:
— в результате улучшения HB2=255 — для колеса;
— в результате улучшения HB1=285 — для шестерни.
2.2 Определение допускаемых напряжений
Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [?]Н2 и [?]F2 и шестерни [?]Н1 и [?]F1.
2.2.1 Средняя твердость колес.
[1, (2.1), стр.13]
2.2.3 Базовые числа циклов нагружения
При расчете на контактную прочность
[1, (2.2), стр.14]
При расчет на изгиб
[1, стр.15]
2.2.4 Действительные числа циклов перемены напряжений
Для колеса [1, (2.3), стр.15]
Для шестерни [1, (2.3), стр.15], где
n2 – частота вращения колеса, n2 = 239 об/мин;
Lh – время работы передачи, Lh = 12000 часов;
u – передаточное число ступени, u = 3,14
2.2.5 Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям
[1, (2.4), стр.14]
При Т.О. улучшение KHLmax = 2,6 [1, стр. 14];
2.2.6 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб
[1, (2.5), стр.14], где
m – показатель степени в уравнении кривой усталости, m=6 [1, стр.14];
при Т.О. улучшение KFLmax = 2,08 [1, стр. 14];
Т.к N1=540,33·106?NHO=4·106, следовательно, KFL1=1,0 [1, стр.14];
Т.к N2=172,08·106?NHO=4·106, следовательно, KFL2=1,0 [1, стр.14];
2.2.6 Допускаемые контактные напряжения
[1, (2.6), стр.14], где
[1, табл. 2.2, стр.14]
Н/мм2
Н/мм2
Н/мм2
Для данного варианта Т.О., а также для прямозубых конических колес в расчетную формулу будем подставлять вместо [?]Н меньшее из [?]Н1 и [?]Н2, т.е. [?]Н1=807 Н/мм2 [1, стр.15].
2.2.7 Допускаемые напряжения изгиба
[1, (2.6), стр.14], где
[1, табл. 2.2, стр.14]
Н/мм2
Н/мм2
Н/мм2
[?]F1=[?]F2, следовательно [?]F=278 Н/мм2
3 Расчет шестерни и колеса конической прямозубой закрытой передачи
Проектный расчет конического зацепления состоит в определении геометрических размеров (de2, mt) из условия прочности зубьев, из контактных напряжений на усталость.
Проектный расчёт определяется из условия прочности по контактным напряжениям.
3.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса.
[1, (2.33), стр.20], где
de2 – диаметр внешнего делительного конуса
uк – передаточное отношение для конической передачи, uк = 3,14;
Т2 – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Т2 = 104 Н/м;
[?]Н — допускаемое контактное напряжение, [?]Н=[?]Н1=807 Н/мм2;
?Н для прямозубых колес составляет – 0,85 [1, стр.20];
kн? — коэффициент концентрации нагрузки,
[1, (2.9), стр.15], где
S – индекс схемы, S = 2 [1, стр.20];
??d – коэффициент ширины;
[1, (2.8), стр.15], где
3.2 Углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колёс.
3.2.1 Углы делительных конусов колеса и шестерни
[1, (2.34), стр.21]
3.2.2 Конусное расстояние
, [1, (2.35), стр.21]
3.2.3 Ширина колес
[1, (2.36), стр.21]
3.3 Модуль передачи
[1, (2.37), стр.21], где
?F для прямозубых колес составляет – 0,85 [1, стр.21];
[?]F – допускаемое напряжение, [?]F=278 Н/мм2
kF? – коэффициент интеграции нагрузки
[1, (2.28), стр.19], где
S – индекс схемы, S=2 [1, стр. 21];
??d=0,547
3.4 Число зубьев колес
Число зубьев колеса
[1, (2.38), стр.21]
Число зубьев шестерни
[1, (2.39), стр.21]
3.5 Фактическое передаточное число
[1, стр.21]
Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 4%, т.е.:
[1, (2.40), стр.21]
3.6 Окончательные размеры колес
3.6.1 Углы делительных конусов колеса и шестерни
[1, стр.21]
3.6.2 Делительные диаметры колес
Для прямозубых колес:
[1, (2.41), стр.22]
3.6.3 Коэффициенты смещения
[1, (2.42), стр.22]
3.6.4 Внешние диаметры колес
Для прямозубых колес:
[1, (2.43), стр.22]
3.7 Пригодность заготовок колес
[1, стр.22]
[1, стр.22]
Полученные расчетом Dзаг и Sзаг сравним с предельными размерами Dпред и Sпред.
Dпред=125 мм, Sпред.=80 мм [1, табл.2.1, стр.13]
Условия пригодности колес
Dзаг ? Dпред; Sзаг ? Sпред [1, стр.23]
61 ? 125; 20 ? 80
3.8 Силы в зацеплении
3.8.1 Окружная сила на среднем диаметре колеса
[1, (2.45), стр.23], где
[1, стр.23], где
3.8.2 Осевая сила на шестерне
[1, (2.46), стр.23], где
tg?=tg20°=0,364
3.8.3 Радиальная сила на шестерне
[1, стр.23], где
3.8.4 Осевая сила на колесе
[1, (2.47), стр.23]
3.8.5 Радиальная сила на колесе
[1, (2.47), стр.23]
3.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
3.9.1 Эквивалентное число зубьев
[1, (2.49), стр.24]
[1, (2.49), стр.24], где
kF? – коэффициент интеграции нагрузки, kF?=1,41;
kFV=1,4 [1, стр.19]
cos3?m для прямозубых колес составляет 1,0 [1, стр.24]
3.9.2 Коэффициенты YF1 и YF2
При zV1=21 YF1=4,07 , при zV2=242 YF2=3,6 [1, табл.2.8, стр.21]
3.9.3 Напряжение изгиба в зубьях колеса
[1, (2.50) , стр.24]
Н/мм2
3.9.4 Напряжение изгиба в зубьях шестерни
[1, (2.51) , стр.24]
Н/мм2
3.9.5 Расчетное напряжение изгиба
[ , стр.24]
Условие выполняется.
3.10 Проверка зубьев по контактным напряжениям
[1, (2.52) , стр.24]
Н/мм2
Расчетное контактное напряжение
[1, стр.24]
Условие выполняется.?
Список используемой литературы
1. П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование, — М.: Высшая школа, 1990, 399с.;
2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: ИНФРА-М, 2011, 414с.;
3. А.Е.Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Высшая школа, 1990, — 432 с.;
4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин — М.: Издательский дом «Академия», 2006, 496 с
