Узнайте стоимость написания работы!

Реферат
Реферат
от 300 руб.
Главная
Магазин / Машиностроение / Разработать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор общего назначения
Разработать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор общего назначения

Вид работы: Курсовая работа   Год защиты: 2017   Оригинальность: 70%  

Разработать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор общего назначения

1.Задание

1.1 Исходные данные

Вариант № 14.
Кинематическая схема № 2.
Мощность на выходном валу привода Р3 = 6,0 кВт.
Частота вращения выходного вала привода n3 = 282 мин –1.
Синхронная частота вращения электродвигателя nэд = 3000 мин –1 .
Долговечность привода h = 10000.
Характер работы машины к = 1,3.

1.2 Цель работы

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор общего назначения.
Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства. Нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной.
Расположение шестерни относительно опор в редукторе – симметричное.
Опорами служат подшипники качения.








1.3 Кинематическая схема


















1 – электродвигатель; 2 – внешняя открытая передача (ременная, цепная, зубчатая); 3 – редуктор одноступенчатый цилиндрический косозубый; 4 – соединительная муфта
Рисунок 1.1 Кинематическая схема привода:






2 Подбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Подбор электродвигателя

Коэффициент полезного действия привода
Общий КПД привода  общ определяется с учетом потерь во всех элементах привода. При определении значений КПД элементов привода могут быть использованы данные, приведенные в табл.1.
Таблица 2.1
Элемент привода Рекомендуемые значения КПД
Закрытый, работающий при постоянной смазке Открытый
Передачи:
Зубчатая цилиндрич.
Зубчатая коническая
Червячная однозах.
Червячная двухзах.
Плоскоременная
Клиноременная
Цепная
0,97…0,99
0,95…0,98
0,70…0,75
0,75…0,82
-
-
-
0,95…0,97
0,94…0,96
0,55…0,65
0,95…0,75
0,95…0,97
0,97…0,98
0,94…0,97
Пара подшипников качения
Соединительная муфта 0,99
-
0,99

 общ =  ззп   оп   nп   м = = 0,904,
(2.1)
где  ззп = 0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи;
 оп = 0,96 – КПД открытой передачи, (для данного привода открытой передачей является цепная передача );
 п = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения;
n = 3 – число пар подшипников;
 м = 0,99 – КПД соединительной муфты.

Требуемая мощность Ртр , кВт,
Ртр ,

(2.2)
где Р3 – мощность на выходном валу привода, кВт.
Из исходных данных Р3 = 6,0 кВт.
По формуле (2.2) вычисляем требуемую мощность электродвигателя.
Ртр = 6,64 кВт.
По требуемой мощности Ртр = 6,64 кВт для заданной синхронной частоты вращения выбираем по таблице 2.2 электродвигатель типа 4А112M2_, имеющий мощность РЭД = 7,5 кВт и частоту вращения n ном = 2925 мин –1, диаметр вала двигателя dдв = 32 мм.

Таблица 2.2 – Электродвигатели серии 4А (выборка из ГОСТ 19523-81)
Тип P, квт n ном, мин-1 dдв , мм
n синх = 3000 / 1500 / 1000 / 750 мин-1
4А80А2
4А80В4
4А90L6
4A100L8
1,5 2875
1415
935
700 22
22
24
28
4A80B2
4A90L4
4A100L6
4A112MA8
2,2 2870
1425
950
705 22
24
28
32
4A90L2
4A100S4
4A112MA6
4A112MB8
3,0 2870
1435
955
705 24
28
32
32
4A100S2
4A100L4
4A112MB6
4A132S8
4,0 2900
1430
950
720 28
28
32
38
4A100L2
4A112M4
4A132S6
4A132M8
5,5 2900
1455
965
720 28
32
38
38
4A112M2
4A132S4
4A132M6
4A160S8
7,5 2925
1455
970
730 32
38
38
38
4A132M2
4A132M4
4A160S6
4A160M8
11,0 2930
1460
970
730 38
38
42
42
Номинальная частота вращения nном меньше nсинх вследствие явления проскальзывания ротора электродвигателя относительно вращающегося магнитного поля, создаваемого статорной обмоткой. Эта разница выражается величиной проскальзывания s, вследствие чего:
n ном = n синх ,

(2.3)
где n синх – синхронная частота вращения электродвигателя, мин –1;
S – величина проскальзывания, %.
Определяем предварительное значение общего передаточного числа привода.
= 10,37.

(2.4)
В нашем случае привод имеет две ступени
u общ = u р u оп = u1 u2 . (2.5)
Передаточное число редуктора u ред примем по стандартному ряду:
1,00; 1,12; 1,25; 1,40; 1,60; 1,80; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00; 9,00; 10,00; 11,2; 12,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0; 28,0; 31,5; 40,0; 50,0; 56,0; 63,0; 71,0; 80,0; 90,0; 100,0.
u р = 4.
Вычисляем передаточное число открытой передачи
= 2,59.

(2.6)

2.2 Кинематический и силовой расчет привода

Определение частот вращения каждого вала привода n, мин-1 .
= 2925 мин-1 – частота вращения ведущего вала редуктора.
= = 731,25 мин-1 – частота вращения ведомого вала редуктора.
= = 282,34 мин-1 – частота вращения ведомого вала открытой цепной передачи.
Определение угловых скоростей каждого вала привода, с-1 .
= 306,15 с-1 – угловая скорость ведущего вала редуктора.
= 76,53 с-1 – угловая скорость ведомого вала редуктора.
= 29,55 с-1 – угловая скорость ведомого вала открытой цепной передачи.

2.3 Силовой расчет привода

Определение вращающих моментов на каждом валу привода Т, Н·м.
= 21,69 Н·м – вращающий момент на ведущем валу редуктора.
Т2=Т1· п =21,69  4 0,990,98 = 82,50 Н·м – вращающий момент на ведомом валу редуктора.
Т3=Т2· п __ = 82,502,590,960,99 = 203,08 Н·м – вращающий момент на ведомом валу открытая цепная передача.

3 Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Основными материалами зубчатых колес служат тepмически обрабатываемые стали, т.к. по сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками.
Выбираем для шестерни сталь 40XН, для колеса – 40Х. Изделия подвергаем закалке при нагреве ТВЧ по всему контуру для обеспечения поверхностной твердости зубьев HRC 48...58.
Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа по формуле
,

(3.1)

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов,
= 17 HRC + 200 = 17 · 50 +200 = 1050 МПа;
H = 1,2 – коэффициент безопасности;
KHL = 1,0 – коэффициент долговечности.
МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгибной выносливости [σ]F, МПа, по формуле
,

(3.2)
где – предел выносливости при отнулевом числе циклов, МПа;
= 700 МПа базовый предел изгибной выносливости при поверхностной твердости HRC 48...58, [1, с. 46, таблица 3.9];
F = 1,75 – коэффициент безопасности;
KFL = 1,0 – коэффициент долговечности.
МПа.

3.2 Исходные данные для расчета зубчатой передачи

Исходные данные принимаются в соответствии с расчетами.
Вращающий момент на валу шестерни
= 21,69 Н·м = 21690 Н·мм.
Вращающий момент на валу колеса
= 82,50 Н·м = 82500 Н·мм.
Угловая скорость на валу шестерни
= 306,15 с-1 .
Коэффициент нагрузки = 1,3 , = 1,3 .

3.3 Коэффициент распределения нагрузки

При отсутствии в задании данных по коэффициенту нагрузки он определяется как произведение трех сомножителей:
,
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
= 1,0... 1,5 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.
При отсутствии в задании данных по коэффициенту нагрузки при расчете изгибной прочности зуба, он определяется как произведение трех сомножителей:

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете зубьев на выносливость при изгибе;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе;
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на выносливость зуба при изгибе.
Конкретные значения величин коэффициентов могут быть определены из справочников по таблицам и графикам.

3.4 Межосевое расстояние

Определяем межосевое расстояние , мм из условия контактной прочности зубьев, мм.
,

(3.3)

где Ка = 430 – числовой коэффициент для косозубых передач;
Ка = 495 – числовой коэффициент для прямозубых передач;
uр = 4 – передаточное число редуктора;
Кн = 1,3 – коэффициент нагрузки (задается или определяется расчетом);
= 82,50 Н·м – крутящий момент на валу колеса;
– коэффициент относительной ширины зубчатого венца колеса (принимается в пределах = 0,2 … 0,4).
мм.
Исходя из полученного межосевого расстояния определяем нормальный модуль зубчатой передачи mn, мм по формуле
_мм,

(3.4)
где – угол наклона зубьев косозубой передачи, угол может находиться в пределах от 8° до 15°, примем = 15°.
z1 – число зубьев шестерни = 20,
z2 – число зубьев колеса = 80.
Для обеспечения принятого передаточного числа редуктора необходимо определить число зубьев шестерни и колеса.
Минимальное число зубьев шестерни при условии не подрезания зуба для некоррегированного профиля равно zmin = 17. Обычно оно принимается в пределах от 17 до 24.
Примем число зубьев шестерни z1 = 20 , тогда z2 = z1  u ред = 20  4 =80.
При уточнении числа зубьев колеса необходимо варьировать числом зубьев шестерни, обычно в пределах от 17 до 24, чтобы получить целое число зубьев на колесе. Если этого не удалось добиться подбором зубьев шестерни, то необходимо число зубьев колеса получить близким к целому числу и округлить до целого числа и уточнить передаточное число.

3.5 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
................................................................................................................................................................................
.................................................................................................................................................................................

Литература

1. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. / – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: ИНФРА-М, 2011. – 414 с.; ил.– (Среднее профессиональное образование).
2. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. высш. учеб, заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 12-е изд., стер. – М.: Издательский центр Академия, 2009.-496 с.
3. Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие /П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов/ – 4-е изд., исправл. – М.: Машиностроение, 2003, – 536 с.
4. Куклин, Н.Г. Детали машин: Учебник/ Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 2005. – 396 с.; ил.
5. Цехнович, Л. И. Атлас конструкций редукторов: Учебное пособие для вузов / Л. И. Цехнович, И. П. Петриченко. – Киев: Вища школа, 1979. – 128 с.

Комплектация КП: чертеж в компас 3D, спецификация к чертежу, пояснительная записка.


Не нашли подходящую работу?

Отправьте заявку и уже через 10 минут наши авторы предложат написать работу качественно и по доступной для Вас цене!

ЗАКАЗАТЬ РАБОТУ

Готовая работа: № 23569
600 руб.
65.0

Пользователь еще не разместил информацию о себе!

Настоящий магазин работает в автоматическом режиме. После оплаты работы, на указанный вами e-mail поступит ссылка на скачивание. При возникновении трудностей со скачиванием, отправьте заявку на vipnauka@bk.ru.
Условия приобретения готовых работ.

Галерея товара

Похожие работы