![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Введение. Факультет заочного обученияСтр 1 из 2Следующая ⇒
РАСЧЕТНО - ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА ПРИВОД С ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Факультет заочного обучения специальность 280705.65 «Пожарная безопасность»
РАСЧЕТ ПО ВАШИМ ИСХОДНЫМ ДАННЫМ + ЧЕРТЕЖ ф. А3(4) Пишите: zadacha@yandex.ru Пишите: https://new.vk.com/zadacha3 Пишите: https://new.vk.com/public126547225
Расчёт клиноременной передачи, расчёт плоскоременной передачи, расчёт поликлиноременной передачи, расчёт цепной передачи. Расчёт цилиндрической передачи, расчёт конической передачи, расчёт червячной передачи. Пояснительная записка в Ворде - оформление в рамке или без рамки. Чертеж в Компасе сохраненным в JPEG с Вашими данными. Цена: 500 рублей - РАСЧЕТ ПО ВАШИМ ИСХОДНЫМ ДАННЫМ + ЧЕРТЕЖ ф. А3(4) Внимание!!! - Стоимость работы обсуждается если Вам нужно меньше, чем здесь представлено или больше.
Выполнил: слушатель курса __, уч. гр.___, ________________, шифр (вар-т)№ ____ (Фамилия, инициалы) Проверил: _________________________ (ученая степень, спец. звание, фамилия, инициалы препод.) Иваново 2016
Исходные данные для выполнения РГР
Вариант № 34
Выполнить расчет зубчатой шевронной передачи. Мощность на ведомом валу ……………Р = 12 кВт. Угловая скорость ……………………… w 2=15 рад/с. Передаточное число передачи ………… i = 2, 5 Материал колес …………………………Ст.35ХМ
Рисунок 1 - Цилиндрический редуктор с зубчатой шевронной передачей
Содержание Введение................................................................................................................ 4 1 Кинематический расчёт..................................................................................... 5 2 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи.................................................. 6 2.1 Проектный расчёт................................................................................................. 6 2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям......................................... 10 2.3 Проверка зубьев передачи на изгиб.................................................................... 10 3 Предварительный расчёт валов...................................................................... 15 3.1 Ведущий вал.......................................................................................................... 15 3.2 Выходной вал........................................................................................................ 15 4 Конструктивные размеры шестерен и колёс................................................. 16 4.1 Цилиндрическая шестерня передачи.................................................................. 16 4.2 Цилиндрическое колесо передачи...................................................................... 16 5 Проверка прочности шпоночных соединений............................................... 17 5.1 Колесо зубчатой цилиндрической передачи...................................................... 17 6 Выбор сорта масла.............................................................................................. 18 7 Выбор посадок..................................................................................................... 19 8 Заключение........................................................................................................... 20 Список использованных источников............................................................. 21
Введение При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0, 01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт. К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями. Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания. Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий. При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д. 1 Кинематический расчёт По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h1= 0, 975
Общий КПД привода:
h = h1x... xhnxhподш.2xhмуфты= 0, 975 x0, 992x0, 98 = 0, 936
где hподш.= 0, 99 - КПД одного подшипника. hмуфты= 0, 98 - КПД муфты.
Требуемая мощность:
Pтреб.= = = 12, 821 кВт
Входная угловая скорость вращения wвход.= 37, 5 рад/с.
Для передач выбрали следующие передаточные числа: U1= 2, 5
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу 1.1:
Таблица 1.1 - Частоты и угловые скорости вращения валов
Мощности на валах:
P1= Pтреб.xhподш.= 12, 821 x106x0, 99 = 12692, 79 Вт P2= P1xh1xhподш.= 12692, 79 x0, 975 x0, 99 = 12251, 716 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1= = = 338474, 4 Нxмм T2= = = 816781, 067 Нxмм 2 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи
Рисунок 2.1 – Схема передачи
2.1 Проектный расчёт
Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):
- для шестерни: сталь: 40ХН термическая обработка: закалка твердость: HRC 50
- для колеса: сталь: 35ХМ термическая обработка: закалка твердость: HRC 48
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]):
[sH] =
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем:
для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - закалка
sH lim b (шест.)= 18 xHRC1+ 150 = 18 x50 + 150 = 1050 МПа;
для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - закалка
sH lim b (кол.)= 18 xHRC2+ 150 = 18 x48 + 150 = 1014 МПа;
где [SH] - коэффициент безопасности [SH]=1, 1; KHL- коэффициент долговечности.
KHL=,
где NH0- базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0= 140000000;
NH= 60 xn xc xtS
Здесь:
- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 358, 099 об./мин.; nкол.= 143, 24 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=10 г. - срок службы передачи; - С=1 - количество смен; - tc=8 ч. - продолжительность смены.
tS= 365 x10 x1 x8 = 29200 ч.
Тогда:
NH(шест.)= 60 x358, 099 x1 x29200 = 627389448 NH(кол.)= 60 x143, 24 x1 x29200 = 250956480
В итоге получаем:
КHL(шест.)= = 0, 779 Так как КHL(шест.)< 1.0, то принимаем КHL(шест.)= 1
КHL(кол.)= = 0, 907 Так как КHL(кол.)< 1.0, то принимаем КHL(кол.)= 1
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ sH1] = = 954, 545 МПа;
для колеса [ sH2] = = 921, 818 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ sH] = 0.45 x([ sH1] + [ sH2])
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:
[ sH] = 0.45 x(954, 545 + 921, 818) = 844, 363 МПа.
Требуемое условие выполнено:
[ sH] = 844, 363 МПа < 1.23 x[ sH2] = 1.23 x921, 818 = 1133, 836 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1]: KHb= 1, 25.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba= = 0, 55, (см. стр.36[1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверх-ностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw= Kax(U + 1) x =
= 43.0 x(2, 5 + 1) x = 112, 402 мм.
где для косозубых колес Ка = 43.0, передаточное число передачи U = 2, 5; T2= Тколеса= 816781, 067 Нxм - момент на колесе.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw= 112 мм.
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn= (0.01...0.02) xawмм, для нас: mn= 1, 12... 2, 24 мм, принимаем: по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn= 2 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев b = 25 oи определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z1= = = 29, 002
Примем: z1= 29.
z2= U xz1= 2, 5 x29 = 72, 5 = 72
Уточненное значение угла наклона зубьев:
cos(b) = = = 0, 902
b = 25, 578o
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1= = = 64, 302 мм;
d2= = = 159, 646 мм.
Проверка: aw = = = 111, 974 мм.
диаметры вершин зубьев:
da1= d1+ 2 xmn= 64, 302 + 2 x2 = 68, 302 мм; da2= d2+ 2 xmn= 159, 646 + 2 x2 = 163, 646 мм.
ширина колеса: b2= ybaxaw= 0, 55 x112 = 61, 6 мм; Примем: b2= 62 мм; ширина шестерни: b1= b2+ 5 = 62 + 5 = 67 мм; Для шевронных передач следует увеличить ширину венца на ширину канавки а = 10 мм.
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ybd= = = 1, 042
Окружная скорость колес:
V = = = 1, 206 м/c;
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH= KHbxKHaxKHv.
Коэффициент KHb=1, 096 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1, 062 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHv=1 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:
KH= 1, 096 x1, 062 x1 = 1, 164
2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
sH= = = = 781, 882 МПа. £ [sH]
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
окружная: Ft= = = 10527, 648 Н; радиальная: Fr= Ftx = 10527, 648 x = 4248, 068 Н; осевая: Fa= F txtg(b) = 10527, 648 xtg(25, 578o) = 5039, 034 Н.
|