Расчёт зубчатой передачи

АКАДЕМИЯ ФСИН РОССИИ

Экономический факультет

Кафедра экономики и менеджмента

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине

«основы проектирования

и конструирования»

 

 

 

 

 

 

                                                                                                             Выполнил:

курсант 322 уч. гр

                                                                                    А.В. Гладкова

 

                                                                                  Проверил:

                                                                                         к.т.н., доцент

                                                                                           А.С. Терентьев

 

 

Рязань 2010

 

Содержание

Введение……………………………………………………………………...3

1. Выбор электродвигателя ……………………………………………..5
2. Расчёт зубчатой передачи ….………………………………………...7

Литература …………………………………………………………………..28                                                                                                                                                                                   

Введение

 

Проектно-конструкторским называется процесс разработки комплексной  технической документации, содержащей технико-экономические обоснования, расчеты, чертежи, макеты, сметы, пояснительные записки и другие материалы, необходимые для производства машины.

Проектирование механизмов представляет собой сложную, комплексную задачу, решение которой может быть разбито  на ряд самостоятельных этапов. Первым этапом проектирования является создание основной кинематической схемы механизма, которая обеспечивала бы требуемый  вид и закон движения. Вторым этапом проектирования является разработка конструктивных форм механизма, обеспечивающих его  прочность, долговечность, высокий  коэффициент полезного действия и т.п. Третьим этапом проектирования является разработка технологических  и технико-экономических показателей  проектируемого механизма, связанных  с технологией изготовления его  деталей, сборкой механизма, эксплуатацией  в производстве, ремонтом и т.п.

Проектно-конструкторские работы должны обеспечить создание новых машин, оборудования и механизмов, не только соответствующих современному уровню техники, но и значительно превосходящих его. Они должны проводиться в сжатые сроки при высоком качестве конструкторских решений. Это ускоряет внедрение в производство новой техники, предотвращает ее моральное старение в процессе ее создания – проектирования и испытаний.

Механизмы, состоящие из двух сопряженных зубчатых колес, представляют собой простейший вид зубчатого механизма.

В различных машинах и приборах весьма часто ставится задача о воспроизведении  вращательных движений с заданными  угловыми скоростями вокруг различно расположенных осей. Эта задача обычно и решается зубчатыми механизмами.

Выполнение курсового  проекта по дисциплине «Основы проектирования и конструирования» предназначено  для закрепления и углубления знаний, полученных при изучении следующих разделов  теоретической части: теоретическая механика,  сопротивление материалов, теория механизмов и машин, деталей машин.

Цель курсового проекта  – научить обучаемых творчески применять знания,  полученные по дисциплине, при комплексной разработке проектов современных технических систем; развить диалектический подход к оптимальному решению инженерных задач.

Наиболее полно  это  можно  сделать при решении  комплексной инженерной задачи,  включающей кинематические и силовые  расчеты, вопросы  конструирования  и выполнения конструкторской документации в виде габаритных, сборочных и  рабочих чертежей.

Этим требованиям в  наибольшей степени отвечают такие  объекты проектирования, как различные  редукторы.

Редукторы широко применяют  в различных отраслях машиностроения благодаря высоким экономическим, потребительским и другим характеристикам.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Выбор электродвигателя

 

Требуемую мощность электродвигателя определяют по расчетной номинальной  нагрузке.

,                                                                                                       (1)

где    – КПД привода (табл. 1 приложения), рассчитывается на основе  рассмотрения кинематической схемы (рис. 1 в задании на проектирование);

P₂ – мощность на выходе редуктора.

Коэффициент полезного действия определяется как:

 = _{м  п.п}²  _з.п.,                                                                                       (2)

где     _м – кпд муфты;

_п.п – кпд пары подшипников;

_з.п – кпд зубчатой передачи.

            = _{м  пп}²  _зп =0,98*0,96*0,99²=0.92

           

После нахождения Р_эд выбирают двигатель (табл. 2 приложения). При этом следует учесть,  что для одноступенчатого редуктора передаточное отношение должно быть U = 2…6.

Передаточное отношение  редуктора определяется по выражению:

,                                                                                                           (3)

где   n_э  – частота   вращения   двигателя  под  нагрузкой, об/мин;

 n₂ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

Частота вращения двигателя  под нагрузкой рассчитывается как:

n_э = n_с (1– S/100),                                                                                         (4)

где     n_с – синхронная частота вращения двигателя, об/мин;

S  – коэффициент скольжения, % (табл. 2 приложения).

В соответствии со стандартом стран СЭВ  передаточное  число  округляют  до ближайшего из следующего ряда величин (допускаемое отклонение от номинальных значений  4%): 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.

 

Крутящий момент,  передаваемый валом определяется из условия:

ведущего: ,Н/м;                                                                      (5)

           где     Р₁= Р_эд.

         Н/м. 

ведомого: , Н/м. 

 Н/м.                                                                    (6)

 

 

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбирают  материалы для изготовления шестерни  и колеса           

 

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую  твердость колес и материалы  для их изготовления.

Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и  габариты, тем меньшие, чем выше твердость  рабочих поверхностей зубьев, которая  в свою очередь зависит от марки  стали и варианта термической  обработки (табл. 3 приложения).

На практике в основном применяют следующие варианты термической  обработки (т.о.):

I – т.о. колеса – улучшение, твердость 235...262 НВ; т.о. шестерни  улучшение, твердость 269...302 НВ. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45,40Х, 40ХН, 35ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах. Область применения улучшенных зубчатых колес сокращается.

При поверхностной термической  или химико-термической обработке  зубьев механические характеристики сердцевины зуба определяет предшествующая термическая  обработка (улучшение).

Несущая способность зубчатых передач по контактной прочности  тем выше, чем выше поверхностная  твердость зубьев. Поэтому целесообразно  применение поверхностного термического или химико-термического упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в  несколько раз повысить нагрузочную  способность передачи по сравнению с улучшаемыми сталями.

Однако при назначении твердости рабочих поверхностей зубьев следует иметь в виду, что  большей твердости соответствует  более сложная технология изготовления зубчатых колес и малые размеры  передачи.

Выбираем термообработку: Шестерня 300 HB

                                   Зубчатое колесо:250 НВ

Выбираем марку стали: -сталь 45( или сталь 40Х,40ХН)

2.2. Расчет  допустимого напряжения на изгиб

 

Допустимое напряжение на изгиб определяется по выражению:

,                                                                                   (7)

где    [σ]_F – допустимое напряжение на изгиб, МПа;

σ_F.lim – предельное напряжение на изгиб (табл. 5), МПа;

К_FL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

К_FС – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего нагружения (принять равным 0,7);

S_F – коэффициент запаса прочности (для цементированных зубчатых колес – 1,55, для остальных – 1,7);

Коэффициент долговечности К_FL, определяется по выражению:

,                                                                                      (8)

где     N_F0 – базовое число циклов (для стали 4∙10⁶);

N_FЕ – эквивалентное число циклов.

 

Эквивалентное число циклов определяется из условия:

N_FЕ = 60∙п₁∙t – для шестерни;                                                                     (9)

N_FЕ = 60∙п₂∙t – для колеса,                                                                         (10)

где     t – суммарное время работы передачи (задается преподавателем), ч.

          t=10*250*2*8=40000,ч.

         

          

Расчеты производят для шестерни и колеса.

Т.к. при расчете получается К_FL< 1, то для дальнейших расчетов принимается К_FL = 1.

МПа

МПа

Допустимое контактное напряжение для колеса:

,                                                                            (11)

где     [σ]_Н – допускаемое контактное напряжение, МПа;

σ_lim – предел контактной выносливости зубьев (табл. 5 приложения), МПа;

S_Н – коэффициент запаса прочности (1,1…1,2);

Z_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев (1…0,9);

Z_V – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости (1…1,15);

К_HL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

Коэффициент долговечности К_HL определяется по выражению:

,                                                                                   (12)

где     N_Н0 ≤ 12∙10⁷ – базовое число циклов (для стали принимаем N_Н0 = 10⁷);

N_НЕ – эквивалентное число циклов.

Эквивалентное число циклов определяется как:

N_НЕ = 60∙п₂∙t.                                                                                              (13)

σ_lim=2*250+70=570 МПа,

МПа.

2.3. Расчет  параметров передачи

 

Окружную скорость колеса определяется по выражению:

,                                                                                   (14)

где     V – окружная скорость зубчатого колеса, м/с;

n₂ – частота вращения ведомого вала, об/мин;

Т₂ – крутящий момент, передаваемые ведомым валом редуктора, Н/м;

ψ  – коэффициент ширины колеса (ψ  = 0,315…0,5);

U – передаточное число редуктора.

Если V > 3 м/с, передача выполняется косозубой.

 м/с. V<3м/с  передача прямозубая

Межосевое расстояние передачи определяется из условия:

,                                                               (15)

где     а_W – межосевое расстояние, мм;

К_а = 450 МПа – для прямозубых колес, К_а = 410 МПа – для косозубых;