Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Введение

Курсовой проект предназначен для проектирования механического привода к рабочему органу, содержащего электродвигатель, зубчатый редуктор и муфты. В качестве силового механизма принимаем асинхронный электродвигатель 3-х-фазного тока общего назначения. Передаточный механизм представлен в виде одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. В качестве связующего элемента между электродвигателем и редуктором применяем соединительную муфту. Между передаточным и исполнительным механизмами устанавливаем также соединительную муфту.

1.Энергетический и кинематический расчет привода.

2.Выбор материалов зубчатых колес, назначение режимов упрочнения и определение допускаемых напряжение:

- Изгибное напряжение

3.Определение основных геометрических параметров редуктора.

3.1 Определение межосевого расстояния:

3.2Определение расчетного значения модуля зацепления и его согласование с ближайшим стандартным.

3.3 Определение основных геометрических размеров зубчатых колес:

– диаметры начальных окружностей шестерни и колеса.

– диаметры делительных окружностей.

Если зубчатая передача исполняется без коррекции, то диаметры начальных окружностей равны диаметрам делительных окружностей.

- диаметры окружностей выступов зубьев.

– диаметры впадин зубьев.

– ширина зубчатого венца, соответственно шестерни и колеса.

.

3.4Проверка контактной выносливости зубчатой передачи:

3.5

4. Ориентировочный (проектный) расчет валов по T и .

берем как допускаемую величину.

5. Подбор стандартных муфт сцепления (МУВП).

6. Предварительная компоновка общего вида редуктора (М 1:1). Вид сверху при снятой крышке.

6.1 Предварительный выбор подшипников качения по и характеру нагрузок

7. Определение сил зацепления нагрузок на валы от муфт и построение расчетных схем нагружения валов, и поверочный расчет валов на прочность по сложнонапряженным состояниям.

8. Проверка работоспособности подшипников качения:

- по динамической грузоподъемности

- по фактическому ресурсу.

9. Уточненный расчет валов на выносливость по коэффициенту ее запаса:

для редукторных валов

10. Определение основных геометрических размеров корпуса и крышки редуктора (толщина стенок, фланцев, по высоте, по ширине).

11. Компоновка общего вида редуктора на А1 в двух проекциях М 1:1

12. Выбор посадок в основных сопряжениях редуктора.

13. Определяем размеры и принимаем соответствующий тип размеров резьбовых соединений или их элементов.

14. Разработка деталировачных чертежей основных деталей.

15. Составление пояснительной записки к проекту с полной спецификацией проекта.

16. Выбор способов и типов смазок:

ЗП – индустриальные масла

Подшипники качения – литол (литол 24)

17. Окончательная отработка чертежей.

Энергетический и кинематический расчет привода.

Выбор электродвигателя

Расчётную мощность электродвигателя определим с учётом возможных потерь мощности, выраженных через коэффициент полезного действия :

где -к.п.д зубчатой пары.

Значение величин к.п.д. передач Таблица 1

,

принимаем к расчету , .

=15,67 кВт.

,

, где

Тип двигателя: 160M.

1.2. По расчетной мощности выбираем из справочной таблицы величину скольжения S%, соответствующую типу двигателя:

S% = 2,2% , d=42 мм

, следовательно

1.3 Определим расчетное значение передаточного числа.

Согласно подбираем ближайшее стандартное значение U_p=4

Проверяем частоту вращения на выходном валу:

Проверяем фактическую погрешность скорости на выходном валу:

,

1.4 Определяем значения вращающих моментов. При принятых размерностях берем C=9550

2.Выбор материалов зубчатого колеса, назначение режимов упрочнения, определение допускаемых напряжений и изгибаемых напряжений.

2.1 Зубчатые колеса редукторов и передач в основном изготовляют из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению: улучшению, различным видам закалок, цементации, азотированию и т.п.

Зубчатые колеса изготавливаем из стали марки 50, подвергаем объёмной закалке, после чего ориентируемся на твердость шестерни и колеса .Это делается с целью лучшей приработке зубьев, снижения опасности заедание, а так же сближение расчетных ресурсов.

Сталь 50, нормализация HB₁ > HB₂ на 15…20

HB₁=200

HB₂=185

(МПа) – предел контактной выносливости

– предел изгибной выносливости.

S_H=1,1 , S_f =1,75 – коэффициент безопасности.

– предел прочности.

– предел текучести.

,

,

Для косозубых:

Найдем значения:

(N_HE)_1,2 и (N_FE)_1,2 = расчетное (эквивалентное) число циклов нагружения шестерни и колеса при контактных и изгибных моментах.

(N_OH)_1,2=

(N_HE)_1,2=60n_1,2L_h10³(k³_max*l_max+k³₁l₁+…k³₃l₃)

(N_HE)₁=60*1467*16000(1³*0,7+1³*0,7+0,6³*0,2+0,4³*0,1) = 2041500672 – расчетное эквивалентное число циклов.

(N_HE)₂=60*380*16000(1³*0,7+1³*0,7+0,6³*0,2+0,4³*0,1) = 528814080

Принимаем

Для шевронных передач:

При

, где

Принимаем

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Расчет начинается с выбора коэффициента ширины колеса относительно межосевого расстояния

- коэффициент ширины колеса.

-для шевронных.

Определим коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:

(по таблице)

3.2 Из условия обеспечения контактной выносливости поверхности зубьев определяем предварительное значение межосевого расстояния:

-для шевронных передач, U_цп=4 , Т₂=383, =373, .

Полученное значение округляем в ближайшую сторону из ряда получаем:

Определяем предварительную рабочую ширину зубчатого венца колеса:

3.3 Определяем расчетный модуль зацепления m:

Угол наклона зубьев:

- для шевронных ,

, 24’

3.4 Определяем суммарное число зубьев передачи:

3.5 Находим число зубьев шестерни:

По принятому числу зубьев уточняем передаточное число:

, |x₁|=|x₂|=0

3.6 Делительные диаметры шестерни и колеса:

Найдем диаметры вершин зубьев:

Найдем диаметры впадин зубьев:

Проверяем величину межосевого расстояния:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: