Детали машин принципы  проектирования Расчеты деталей машин на прочность Расчёт червячных передач Пример выполнения курсового проекта Резьбовые соединения Клеммовые соединения Червячные передачи Зубчатая передача

Пример выполнения курсового проекта (упрощенный вариант)

  ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (см.рис.16.1.).

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, Fл = 8,55 кН; скорость ленты
vл = 1,3 м/с; диаметр приводного барабана Dб = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации (KHL =1); работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

Классификация зубчатых передач Бытующие в технической литературе наименования различных типов зубчатых передач получили широкое распространение, но зачастую недостаточно четки. С другой стороны, многие предлагаемые системы классификации страдают излишней академичностью и не получили признания.


По табл. 15.1 примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,98;
коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4= 0,99.

Общий КПД привода η = η1* η22* η3* η4= 0,98*0,992*0,92*0,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана Nб = Fл*vл = 8.55*1.3 =11.1 квт.
Требуемая мощность электродвигателя  NТР = N б / η = 11,1 / 0,875 = 12,7 квт.

Угловая скорость барабана  ωб = 2 vл / Dб = 2*1,3 / 0,4 = 6,5 рад/с.

Частота вращения барабана  nб = 30 ωб / π = 30*6,5 / 3,14 = 62 об/мин.

В таблице электродвигателей (см. приложение 18.7) по требуемой мощности

nТР = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи ( табл.15.3), возможных значений частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора up = (3 – 6) и для цепной передачи uц = (1-5), uобщ = up* uц = (3 -30), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Nдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения
nдв = 1000 - 26 = 974 об/мин,

а угловая скорость ωдв = π nдв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

 Проверим общее передаточное отношение: u = ωдв / ωб = 101,5 / 6,5 =15,65 ,

 что можно признать приемлемым,  так как оно находится между 3 и 30 (большее значение принимать не рекомендуют).
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 — 81 uр = 5,

для цепной передачи uц =15,65 / 5 = 3,14.

 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

 Таблица 16.1.

Вал В

n1 = nдв= 974 об/мин

ω1 = ωдв = 101,5 рад/с

Вал С

n2 = n1 / uр = 974 / 5 = 194 об/мин.

ω 2= ω1 / uр = 101,5/5 =20,3рад/с

Вал А

nб=62 об/мин (см выше)

ω б= 6,5 рад/с

 Вращающие моменты:
на валу шестерни Т1 = NТР / ω1 =12,7*103 / 101,5 = 125*103 Нмм.

Подпись: Рисунок 16.2.
на валу колеса Т2 = Т1 uр = 625*103 Нмм.

 Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу 16.1.

 16.1 Расчёт зубчатых колёс редуктора

  Данный расчёт выполняется по методике и формулам , показанным в разделе 7 настоящего пособия.

 Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. раздел 6): для шестерни - сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость

НВ 230-260; для колеса — сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200-230.

 Допускаемые контактные напряжения [формула (7.2)]

 σH =σHlimbKHL / [SH] , где σHlimb -предел контактной выносливости при базовом
числе циклов.

 По табл. 6.3 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) σHlimb= 2НВ + 70;

KHL — коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

 KHL = 1 ; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

 [σH] = 0.45([σH1] + [σH2])

для шестерни [σH1] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

для колеса [σH2] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

 [σH] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено.

 Коэффициент KHβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 7.3, как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4 (см. раздел 7).

 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (7.1)

   = 43(5+1)мм,

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора и = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81

 aw = 200 мм (см. раздел 7).

  Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации :

 тп = (0,01 - 0,02) aw = (0,01 - 0,02)200 = 2 - 4 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 — 80 mn = 2,5 мм .

 Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса :

 Z1 = = = 26.2 

Принимаем z1 = 26; тогда z2 = z1u =26*5 = 130.
Уточненное значение угла наклона зубьев  ; β = 12°50'.

 Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные: d1=mn z1 / cosβ = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

 d2=mn z2 / cosβ = 2.5*130 / 0.975 = 333.34мм;

Проверка : aω = 0.5(d1 + d2) = 0.5(66.66+333.34) = 200мм.

диаметры вершин зубьев:

  da1 =d1 + 2тn = 66,66 + 2 • 2,5 = 71,66 мм;
da2 =d2+ 2тп = 333,34 + 2 • 2,5 = 338,34 мм;

ширина колеса b2 = Ψba *aω = 0,4*200 = 80 мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 Ψbd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.

 Окружная скорость колес и степень точности передачи

v = 0,5 ω1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. табл. 7.3).
Коэффициент нагрузки KH = KH KHa KHv

Значения KHβ даны в табл. 7.1; при Ψbd= 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ = 1,155.

По табл. 7.3 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 7.2 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.

Таким образом, KH = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

 Проверка контактных напряжений по формуле (7.13):

  = 270 /200= 392 МПа < [σH].

 Силы, действующие в  зацеплении :

окружная Ft = 2T / d1 = 2*125*103 / 66.66 = 3750 H;

радиальная Fr = Ft tqa / cosβ = 3750*tq 200 / cos 120 50´ = 1400 Н;

осевая Fr = Ft tg, β = 3750*tg 12°50' = 830 Н.

Процесс разработки машин имеет сложную, разветвлённую неоднозначную структуру и обычно называется широким термином ПРОЕКТИРОВАНИЕ — создание прообраза объекта, представляющего в общих чертах его основные параметры. Под КОНСТРУИРОВАНИЕМ некоторые авторы понимают весь процесс от идеи до изготовления машин, некоторые — лишь завершающую стадию его подготовки [14, 24, 25, 38]. Но в любом случае цель и конечный результат конструирования — создание рабочей документации (ГОСТ 2.102-68), по которой можно без участия разработчика изготавливать, эксплуатировать, контролировать и ремонтировать изделие.
Расчеты деталей машин и механизмов