Проектирование привода с помощью зубчатого редуктора - Курсовая работа

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ Цепная передача расположена под углом 60° к горизонту, работает с переменной нагрузкой в закрытом помещении.Выбор электродвигателя и кинематический расчет Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений 2.4 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке 3.1 Расчет второй тихоходной прямозубой ступени 3.2 Расчет быстроходной косозубой ступениОпределим потребную мощность электродвигателя для привода Принимаем короткозамкнутый асинхронный трехфазный закрытый обдуваемый двигатель 4А132МЧУ3, имеющий n1 = 3000 об/мин, N1 = 9,1 КВТ. Определим передаточное отношение привода Принимаем передаточное отношение цепной передачи Uц.п.=3, тогда Uред = U/Uц.п. Определяем частоты вращения и угловые скорости каждого привода: n1 = 3000 об/мин, w1 = p?n1/30 = (3,14?3000)/30 = 314 рад/с;Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка). По таблице 8.8 [1] назначаем для колес термообработку: улучшение 245 НВ, sв=850 МПА, st=550 МПА; для шестерен второй ступени - улучшение 270 НВ, sв=950 МПА, st=700 МПА; зубьям шестерен первой ступени - азотирование поверхности 54 HRC при твердости сердцевины 28 HRC, sв=1000 МПА, st=800 МПА. При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней. Сравнивая NHE и NH0, отмечаем, что колеса второй ступени NHE>NH0. Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяется по материалу колеса, как более слабому по формуле 8.55[1]Определим межосевое расстояние по формуле 8.13 [1]: aw = 0,85(U2 1)? 3O(Епр?Т3?KHB)/([sн]2?U2?ува), где U2 - передаточное отношение второй ступени, U2=2,9; KHB - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям, определяется по графику 8.15 [1] в зависимости от ybd - коэффициента, учитывающего влияние ширины колеса: ybd = 0,5?yba(Ut 1), где yba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния, по таблице 8.4 [1] yba=0,4. ybd = 0,5?0,4(2,9 1) = 0,78, Отсюда KHB » 1,1. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле 8.10 [1] sн = 1,18?O((Епр?Т3?Кн)/(d12?вw?sin 2aw))?(U2 1/U2), Частота вращения второй ступени n3 = 303 об/мин. YF - коэффициент формы зуба, по графику (рисунок 8.20 [1]) находим для х=0: для колеса YF2=3,78, для шестерни YF1=3,76. Расчет выполняем по колесу.Назначаем : z1 - число зубьев малой звездочки; z1=25, z2 - число зубьев большой звездочки; z2=3·25=75< z2max=100…120. По формуле (13.26) [1] определяем расчетную мощность, принимая значения коэффициентов по таблице 3.2 [1]. Ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при а=(30…50)t принимаем Ка=1; КН - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, при наклоне 60° КН=1; Kn - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, принимаем, что передача работает в одну смену, тогда Kn=1.Строим расчетную схему сил, действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящих моментов, где Т1 = 28,98 Н?м. Строим эпюры изгибающих моментов вала I в вертикальной плоскости отдельно от сил Ft1 и Fm а) Определяем опорные реакции от силы Fm : a МА = 0; Fm?a - RBB’?(в с) = 0, RBB’= (Fm?а)/(в с) = (778,5?80)/(34 34) = 916,5 Н, a МВ = 0; Fm?(а в с) - RAB’?(в с) = 0, RAB’= (Fm?(а в с))/(в с) = (778,5?(80 34 34))/(34 34) = 1694 Н. Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала на опоре А: Мнаибв’ = МАВ’ =-Fm?a =-778,5?80•103 =-62,28 Н?м. б) Определим опорные реакции от силы Ft1: a МА = 0; Ft1?в - RBB’’?(в с) = 0, RBB’’= (Ft1?в)/(в с) = (2595?34)/(34 34) = 1297,8 Н, a МВ = 0; - Ft1?с RAB’’?(в с) = 0, RAB’’= (Ft1?с)/(в с) = (2595?34)/( 34 34) = 1297,5 Н. Строим эпюры изгибающих моментов вала I в горизонтальной плоскости от сил Fr1 и Fa1 а) Определяем опорные реакции от силы Fr1: a МА = 0;-Fr1?в RBГ’?(с в) = 0; Строим расчетную схему сил, действующих на вал II в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюру крутящих моментов.fn - коэффициент, определяемый по частоте вращения подшипника; Кт - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника. Справочные (паспортные) данные предварительного назначенного подшипника по диаметру концов вала: серия (при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине предварительно назначается самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии; Х, У - соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника и от е - параметра осевого нагружения подшипника, характеризующего соотношение осевого и радиального усилий. Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъемности из условия: расчетная динамическая грузоподъемность Ср<=Сп (паспортная).Выбираем шпонки призматические со скругленными концами.

СОДЕРЖАНИЕ