Определение силовых и кинематических параметров привода. Выбор материалов для зубчатых передач. Проектировочный расчет закрытой цилиндрической передачи, первой косозубой ступени редуктора. Проведение расчета колес редуктора на выносливость при изгибе.
Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Владимирский государственный университет имени Александра Григрьевича и Николая Григорьевича Столетовых» (ВЛГУ)Для выбора электродвигателя прежде всего необходимо определить его мощность Рдв, которая зависит от требуемой мощности рабочей машины Ррм и содержится в исходных данных курсовой работы. Следует также учесть потери мощности в редукторе по формуле: ; (1) где ? - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода. При выборе электродвигателя помимо его мощности следует учесть частоту вращения, от которой зависит передаточное число редуктора. Частота вращения электродвигателя nдвдолжна обеспечивать заданную частоту вращения вала рабочей машины, т.е. вала барабана конвейера nб, с учетом снижения частоты редуктором. Частота вращения электродвигателя определяется по формуле: nдв= nб.Up, где Up = UI.UII - общее передаточное число редуктора, равное произведению передаточных чисел первой и второй ступеней.Силовые (мощность и крутящий момент) и кинематические (частота вращения, угловая скорость) параметры для каждого вала привода рассчитывают, исходя из номинальной мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения nном. Результаты расчета представлены в таблице 3. В этой таблице применены следующие обозначения для валов: дв - вал электродвигателя, Б - быстроходный (ведущий) вал редуктора, Пр - промежуточный вал редуктора, Т - тихоходный (ведомый) вал редуктора.В качестве материала для зубчатых передач выбираем сталь 20ХН2М с термообработкой - улучшение.Для зубчатых передач ведутся расчеты на прочность по допускаемым напряжениям.Допускаемые контактные напряжения определяется раздельно для шестерни и колеса по формуле [6]: где - предел контактной выносливости, МПА (табл. 5); - коэффициент запаса прочности (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением =1,2; для колес с однородной структурой (нормализация, улучшение) материала =1,1; - коэффициент долговечности, определяемый по формулам: , не более 2,6 при SH= 1,1 и не более 1,8 при SH= 1,2. Здесь - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости: циклов; число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы: где - срок службы в часах; n - частота вращения колеса, для материала которого определяют допускаемые напряжения, мин-1. коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий окружную скорость; - коэффициент, учитывающий влияние смазки; - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.Допускаемые напряжения при изгибе зуба определяют для шестерни и колеса по формуле: , где - предел выносливости зубьев при изгибе, ;Ориентировочное значение межосевого расстояния aw (мм) из условия контактной выносливости определяют по формуле: = 430(6,3 1) =94,9мм Модуль m1 b2 = .aw= 0,25 мм - ширина колеса. m1 принимаем m1 =2 мм. из первого ряда значений. Уточним угол наклона зубьевОпределим межосевые делительные расстояния: aw2=ка(u2 1) =112,6 мм Принимаем aw=140 мм. Принимаем m2=2,5 мм из первого ряда значений. Суммарное число зубьев шестерни и колеса 3) u стр.11 ?НP, МПА (табл.6) aw, расч.мм (14) aw, принятое, мм b"2, мм ?FP, МПА (табл.8) m расч.мм (17) m принятое, ммРезультаты расчетов параметров зубчатых колес представлены в таблице. Параметр Расчетная формула Косозубая передача Прямозубая передача Диаметр вершин зубьев, мм da =d 2(1 x-?у)m 27,6 158,5 70 165 Диаметр впадин зубьев, мм df=d - (2,5 - 2x)m 20,8 151,7 58,7 153,7 Действительная величина наклона зуба ? =arccos[Z?M/2aw] 13 0°Zн - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, Zн= Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Z? - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по графику Z?=0,75. коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. ?H1= 1,75 = 954,1 МПА для первой ступени ?H ?HP = 688,2 800,4, ширина венца колеса не меняется.5 Ширина зубчатого венца колеса (уточненная), мм b2 25 20 12 Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни 4,2 3,9 13 Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса 3,6 3,7 14 Коэффициент, учитывающий наклон зуба 0,9 1 16 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями 1,07 1Так как ведущий вал выполняем заодно с шестерней, то материал валов тот же, что и шестерня - сталь 40Х улучшенная.Силы, действующие на валы Результаты определения сил, действующих на подшипниковые узлы Радиальная составляющая*3 реакции опоры I ступени Rr1, Н 2304,2 - - Радиальная составляющая *3 реакции опоры II ступени Rr2, Н - 5397,4 5397,4 Радиальная составляющая реакции опоры Rr, Н (формула (44) и табл. Осевая составляющая реакции опоры Rr, Н (табл.
План
СОДЕРЖАНИЕ
1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
2. определение силовых и кинематических параметров привода
3. Выбор материалов для зубчатых передач
4. Расчеты на прочность зубчатых передач
4.1 Определение допускаемых контактных напряжений
5. Определение допускаемых напряжений изгиба зуба
6. Проектировочный расчет закрытой цилиндрической передачи
6.1 Проектировочный расчет первой косозубой ступени редуктора
6.2 межосевое делительное расстояние второй прямозубой ступени редуктора
7. Основные параметры зубчатых колес
8. Проверочный расчет на контактную выносливость
9. Расчет колес редуктора на выносливость при изгибе
