Автор работы: Пользователь скрыл имя, 25 Февраля 2014 в 10:57, курсовая работа
Мощность на выходном валу редуктора.
Общий КПД привода (до выходного вала).
hОБЩ=0,98×0,95×0,9953=0,917.
Потребляемая мощность.
Выбор электродвигателя.
nC=1500мин–1, PПОТР=4,34 Þ двигатель марки 100L4/1430. Þ ПЕРЕГРУЗКА.
Себряковский филиал
Федерального государственного бюджетного образовательного
учреждения
высшего профессионального образования
«Волгоградский государственный архитектурно- строительный университет»
отделение СПО
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по «Технической механике»
Тема: «ПРИВОД С КОНИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ»
Разработал:
учащийся гр.МТ 21-12о
Лепунцов С.П.
Проверил:
преподаватель В.К. Муреев
Михайловка 2014
Тема: «ПРИВОД С КОНИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ»
Содержание работы:
Рассчитать и спроектировать привод:
Исходные данные:
Кинематический расчёт.
hОБЩ=0,98×0,95×0,9953=0,917.
nC=1500мин–1, PПОТР=4,34 Þ двигатель марки 100L4/1430. Þ ПЕРЕГРУЗКА.
< [DP]=15% Þ двигатель подходит по параметрам.
UОБЩ=UРЕМ×UКОН, UРЕМ=1,
UОБЩ=1,25×2,38=2,97
Коническая передача с круговыми зубьями Þ Z1=25, .
Действительное передаточное число:
< 2%
11.1) Мощность.
P0=РПОТР=4,34 кВт
PI=P0×hмуф×hопор PI=4,34×0.98
PII=PI×hОПОР PII=4,23×0,995=4,21 кВт
PIII=PII×hкон×hопор PIII=4,21
11.2) Частота вращения.
n0=nН=1430 мин–1,
n1= n0=1430 мин–1,
n2 =n1=1430 мин–1,
11.3) Крутящий момент.
11.4) Ориентировочный диаметр вала.
№ |
параметр вал |
Pi, кВт |
ni, мин–1 |
Ti, Н×М |
di, мм |
0 |
электродвигатель |
4,34 |
1430 |
29,0 |
28,0 |
I |
входной (быстроходный) |
4,23 |
1430 |
28,3 |
25,7 |
II |
промежуточный (быстроходный) |
4,21 |
1430 |
28,1 |
25,6 |
III |
выходной (тихоходный) |
3,98 |
993,1 |
38,3 |
27,7 |
Расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями.
Дано:
Т = 28,1 Н*м;
n1 = 1430 мин-1;
uкон = 1,44;
z1 = 25;
z2 = 36;
Конические прямозубые передачи.
Рекомендуемый материал зубчатых колес для шестерни и колеса – Сталь 40Х. Термообработка зубьев – закалка ТВЧ. Твердость – 45…50 HRC.
1. Число циклов перемены
напряжений за весь срок
NHE1 = 60 * tч * n1 = 60 * 104 * 1430 = 858 * 106;
NHE2 = NHE1 / u = 858 * 106 / 1,44 = 595 * 106.
2. Базовое число циклов.
NH0 = 6,8 * 107.
3. Коэффициенты долговечности.
KHL1(2) = ÖNH01(2)/NHE1(2)
KHL1 = Ö 6,8 *107 / 858 * 106 = 0,66.
KHL2 = Ö 6,8 *107 / 595,8 * 106 = 0,70.
4. Пределы контактной выносливости.
sHlim = 1,7 * HHRC + 200 = 1,7 * 47,5 + 200 = 1007,5 МПа
5. Коэффициент.
SH1(2) = 1,1.
6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.
[s]H1(2) = sHlim * KHL1(2) * zR * zv / SH1(2)
zR = zv = 1
[s]H1 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа
[s]H2 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа
7. Расчётное (допускаемое напряжение):
[s]H = [s]H1 = [s]H2 = 915,9 Мпа
1. Пределы выносливости при изгибе.
sFlim = (500 + 550) / 2 = 525 МПа
2. Наработки и базовое число циклов
NFE1 = NHE1 = 858 * 106
NFE2 = NHE2 = 595,8 * 106
NF0 = 4 * 106
3. Коэффициент запаса
SF1(2) = 1,7
4. Коэффициент долговечности
NFE1 > NF0; NFE2 > NF0 => KFL = 1.
5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.
[s]F1(2) = sFlim * YR * Yz * Ya * Y * KFC * KFL / SF1(2)
[s]F1 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 Мпа
[s]F2 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 МПа
Дано:
Т1 = 28,3 Н*м;
u = 1,43;
z1 = 25;
z2 = 36;
[s]H = 915,9
[s]F = 308,8
1. Определяем внешний делительный диаметр шестерни, исходя из контактной выносливости.
Вспомогательный коэффициент Kd = 955 МПа1/3
Коэффициент ширины зубчатого венца Kbe = b / Re = 0,275
Поправочный коэффициент QH = 0,85
Коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца - KHb. Определяется по таблице.
KHb :
а) относительная ширина эквивалентного конического колеса
Kbe * u 0,275*1,43
2 - Kbe = 2-0,275 = 0,23
б) опоры – шаровые
в) твердость рабочих поверхностей зубьев HHRC >350
г) зубья – прямые
KHb = 1,16
2. Определяем расчетный внешний окружной модуль.
(mte)H = de1 / z1 = 53,54 / 25 = 2,14
3. Определяем нормальный модуль на середине ширины зубчатого венца, исходя из изгибной выносливости зуба шестерни.
*
Вспомогательный коэффициент Km = 13,92 МПа1/3
Коэффициент KFb = 1,25
Поправочный коэффициент QF = 0,85
Коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего делительного диаметра
ybd = Kbe * Ö1 + u2/( 2 - Kbe) = 0,275*Ö1+ (1,43)2 /( 1,725) = 0,28
YF1 – коэффициент формы зуба шестерни, определяется по таблице, в зависимости от:
а) эквивалентного числа зубьев шестерни
d1 = arctg (z1/z2) = arctg 0,7 = 35°
zv = z1 / (cos d1*cos3bm) = 25 / cos 35° = 30
б) коэффициента смещения X1
X1 = Xn + 1,37 * Xt
Xt = a * (Öu - 1) = 0,15 * ( Ö1,43 - 1)= 0,029
Xn = b * ( 1- 1/(u)2)*Ö1/z1 = 2* (1-1/(1,43)*Ö1/25) = 0,204
X1 = 0,204 + 1,37*0,029 = 0,24
YF1 = 3,54
4. Определяем расчетный внешний окружной модуль по условию изгибной выносливости.
( mte)F = (mnm)F/(1-0,5*Kbe) = 1,94 / (1-0,5*0,275) = 2,25
5. Принимаем стандартное значение mte
( mte)F > ( mte)Н => mte = 2,5 ( по стандартному ряду)
6. Определяем геометрические параметры передачи.
6.1 Внешнее конусное расстояние
Re = 0,5 * mte * Ö z12 + z22 = 0,5* 2,5* Ö 252+362 = 54,8 мм
6.2 Ширина зубчатого венца
b = Re * Kbe = 54,8 * 0,275 = 15 мм
6.3 Углы делительных конусов
d1 = arctg z1/z2 = arctg 25/36 = 35°
d2 = 90° - d1 = 55°
6.4 Внешний делительный диаметр
de1(2) = mte*z1(2)
de1 = 2,5*25 = 62,5 мм
de2 = 2,5*36 = 90 мм
6.5 Внешняя высота зуба
he = mte * ( 2*cosbm +0,2)
he = 2,5 * ( 2 + 0,2 ) = 5,5
6.6 Внешняя высота головки зуба
hae1 = (1+Xm)*mte*cosbm = ( 1+0,24)* 2,5*1 = 3,1
hae2 = 2* mte* cos bm – hae1 = 2*2,5*1 – 3,1 =1,9
6.7 Внешняя высота ножки зуба
hfe1(2) = he – hae1(2)
hfe1 = 5,5 – 3,1 = 2,4
hfe2 = 5,5 – 1,9 = 3,6
6.8 Средний делительный диаметр
dm1(2) = 0,857* de1(2)
dm1 = 0,857*62,5 = 53,6
dm2 = 0,857* 90 = 77
6.9 Угол ножки зуба
Qf1(2) = arctg hfe1/Re
Qf1 = arctg 2,4/54,8 = 2,5°
Qf2 = arctg 3,6/54,8 = 3,8°
6.10 Угол конуса вершин
da1(2) = d1(2) +Qf2(1)
da1 = 35° + 3,8° = 38,8°
da2 = 55° + 2,5° = 57,5°
6.11 Угол конуса впадин
df1(2) = d1(2) - Qf1(2)
df1 = 35° - 2,5° = 32,5°
df2 = 55° - 3,8° = 51,2°
6.12 Расчетное базовое расстояние
B1(2) = Re * cosd1(2) – hae1(2)* sind1(2)
B1 = 54,8* cos35° - 3,1* sin35° = 44,89 – 1,78 = 43,4
B2 = 54,8* cos55° - 1,9* sin55° = 31,43 – 1,56 = 29,9
Расчет сил в зубчатой конической передаче с прямыми зубьями.
Окружная сила на среднем делительном диаметре:
Радиальная сила на шестерне Fr1 и осевая на колесе Fa2 равны, но направлены в противоположные стороны.
Fr1 = Fa2 = Ft*tga*cosd1 = 1048,5 * tg 20 * cos 35 = 309,5 Н
Аналогично осевая сила на шестерне Fa1 и радиальная на колесе Fr2 равны, но противоположны по направлению.
Fr2 = Fa1 = Ft*tga*sind1 = 1048,5 * tg 20° * sin 35° = 215,2 Н
Примечание: окружная сила для шестерни направлена противоположно вращению, а для колеса совпадает с направлением вращения.
Проверочный расчет зубчатой конической передачи
с прямыми зубьями.
1. Определяем коэффициенты
KH = KHa*KHb*KHv
KF = KFa*KFb*KFv
KHa и KFa коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями. Для прямых зубьев KHa = KFa = 1.
KHv, KFv коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении.
KHv = KFv = 1
KHb = 1,16 KFb = 1,25
KH = 1 * 1 * 1,16 = 1,16
KF = 1 * 1 * 1,25 = 1,25
2. Проверка на сопротивление
усталости по контактным
£ [sH]
Zm – коэффициент, учитывающий механические свойства материала. Для стали 192 МПа1/2.
ZH – коэффициент, учитывающий форму, сопряженных поверхностей.
При b= 0, ZH = 2,49
Ze - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для передач с прямыми зубьями.
, где ea - коэффициент торцевого перекрытия
Для конических передач
ea = [ 1,88 – 3,2*(1/Zv1 + 1/Zv2)]* cos bm = [1,88-3,2*(1/30+1/43)]*cos 0 = 1,7
QH = 0,85 dm1 = 53,6 мм u = 1,43 b = 15 Ft = 1048,5 H KH = 1,16
3. Проверка на сопротивление усталости по изгибу.
Условие прочности для шестерни.
sF1 = YF1*Ye*Yb*Ft*KF/(QF*b*mnm) £ [sF1]
Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Yb - коэффициент, учитывающий наклон линии зуба
Для прямых зубьев Ye = Yb = 1
YF1 = 3,54 QF = 0,85 Ft = 1048,5 H KF = 1,25 b = 15 mnm = 2
sF1 = 3,54*1*1*1048,5*1,25/(0,85*15*
Расчет поликлиновой ременной передачи.
Дано:
P = 3,98 кВт;
n = 993,1 мин-1;
Т = 38,3 Н*м;
u = 1.
1. Выбор сечения ремня в зависимо
Т < 50 Н*м - " К "
2. Характеристики ремня:
А1 = 6; h = 8; L = 450…2000 м; v<30 м/с; e = 2,4; f = 3,5; H = 4
3. Диаметр ведущего шкива
с = 30
d1 = c * 3Ö Т = 30 * 3Ö38,3 = 101 мм => d1 = 112 мм
4. Диаметр ведомого шкива
x = 0,01
d2 = d1 * u * ( 1 - x) = 112 * 1 * 0,99 = 111 мм => d2 = 112 мм
5. Скорость ремня
v = p * d1 * n1 / (6*104) = 3,14 * 112 * 993,1/(6*104) = 5,8 м/с
6. Окружная сила
Ft = 103 * P/ v = 103 * 3,98/ 5,8 = 686 Н
7. Межцентровое расстояние
а = 1,5 * d2 / 3Öu = 1,5 * 112/3Ö1 = 168 мм
8. Определение длины ремня по межцентровому расстоянию
L = 2a + p*(d1 + d2)/2 + (d2 –d1)2/4a = 2*168 + 3,14*(112+112)/2 +
+ (112-112)2/4*168 = 688 мм => L = 710 мм
9. Уточняем межцентровое
9. Уточняем межцентровое расстояние.
а)
10. Наименьшее необходимое межцентровое расстояние для монтажа ремня
amin = a – 0,013*L = 179 – 0,013*710 = 170 мм
11. Наибольшее межцентровое
ремня
amax = a + 0,02 * L = 179 + 710*0,02 = 193 мм
12. Угол обхвата ремня на малом шкиве
a1 = 2*arcos ((d2 - d1)/2) = 2*arcos((112-112)/2)= 180°
13. Определение коэффициентов
сa = 1; ср = 0,9; сv = 0,99; сd = 1,9; сL = 1,0
14. Частота пробегов ремня
i = 103* v / L = 103 * 5,8/ 710 = 8,2
15. Эквивалентный диаметр
т.к. u = 1 => Ku = 1
de = d1 * Ku = 112 * 1 = 112 мм
16. Приведенное полезное
[sF0] = 3,8 МПа
17. Допускаемое полезное
[sF] = [sF0] * сa * ср * сd * сv * сL = 3,8 * 0,9 * 1 * 1,9 * 0,99 * 1 = 6,4 МПа
18. Число ребер поликлинового ремня
Z’ = Ft/( [sF] * A1) = 686/(6,4*6) = 17,9
19. Окончательное число клиновых ремней
Z ³ Z’ = 17,9 => Z = 18
20. Коэффициент режима при
cp’ = 1
21. Рабочий коэффициент тяж.
y = 0,75 * сa * cp’ = 0,75 * 1 * 1 = 0,75
22. Коэффициент
m = 1+y / (1-y) = 1 + 0,75 / (1 - 0,75) = 7
23. Площадь сечения ремней
А = А1 * z = 6 * 18 = 108 мм
24. Натяжение от центробежных сил
r = 1,25 г/см3
Fц= 10-3 * r * А * v2 = 10-3 * 1,25 * 108 * (5,8)2 = 4,54 Н
25. Натяжение ветвей при работе
F1 = Ft * m/(m-1) + Fц = 686 * 7 / 6 + 4,54 = 805 Н
F2 = Ft /(m-1) + Fц = 686 / 6 + 4,54 = 119 Н
26. Натяжение ветвей в покое
F0 = 0,5 * ( F1 + F2) – 0,2 * Fц = 0,5*( 805 + 119) – 0,2 * 4,54 = 461 Н
27. Силы, действующие на валы в передачи
а) при работе
Fp = Ö F12 + F22 – 2* F1 * F2 * cos (180 - a1) – 2 * Fц* sin (a1/2)
Fp = Ö (805)2 + (119)2 – 2*805*119 - 2 * 4,54 * sin 90° = 676 Н
б) в покое
Fp = 2 * F0 * sin (a1/2) = 2 * 461 * sin 90° = 922 Н
28. Размеры профиля канавок на шкивах (по таблице)
d = 1,9
29. Наружный диаметр шкивов
de1(2) = d1(2) - d = 112 – 1,9 = 110,1 мм
30. Внутренний диаметр шкивов
df1(2) = de1(2) – 2 * H = 110,1 – 2 * 4 = 102,1 мм
31. Ширина поликлинового ремня
B = z * e = 18 * 2,4 = 43,2 мм
32. Ширина шкива
M = 2*f + (z-1) * e = 2 * 3,5 + (18 –1) * 2,4 = 7 + 40,8 = 47,8 мм