Введение. Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

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.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

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.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой конической передачи: h1= 0, 965

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2= 0, 975

Общий КПД привода будет:

h = h1x... xhnxhподш.3xhмуфты2

= 0, 965 x0, 975 x0, 993x0, 982= 0, 877

где hподш.= 0, 99 - КПД одного подшипника.

hмуфты= 0, 98 - КПД одной муфты.

Делительный диаметр тяговой звёздочки:

D = = = 288, 096 мм

где t - шаг зубьев тяговой звёздочки, Z - количество зубьев тяговой звёздочки.

Угловая скорость на выходном валу будет:

wвых.= = = 5, 207 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб.= = = 1, 112 кВт

В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 90LB8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=1, 1 кВт и скольжением 0% (ГОСТ 19523-81). Мощность двигателя меньше требуемой мощности на 1, 079%, что меньше допустимых 10%. Номинальная частота вращения

nдвиг.= 750 - =715 об/мин,

угловая скорость

wдвиг.= = = 74, 875 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U = = = 14, 38

Суммарное передаточное число редуктора:

U(ред.)= 14, 38

По формулам из таблицы 1.3[2] для коническо-цилиндрического редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число:

U2= 0.63 x = 0.63 x = 3, 725

Примем U2= 3, 55

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

U1= = = 4, 051

Примем U1= 4

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:

Мощности на валах:

P1= Pтреб.xhподш.=

1, 112 x106x0, 99 = 1100, 88 Вт

P2= P1xh1xhподш.=

1100, 88 x0, 965 x0, 99 = 1051, 726 Вт

P3= P2xh2xhподш.=

1051, 726 x0, 975 x0, 99 = 1015, 178 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1= = = 14702, 905 Нxмм

T2= = = 56184, 946 Нxмм

T3= = = 192523, 8 Нxмм

По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 90LB8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=1, 1 кВт и скольжением 0% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.= 715 об/мин.

Передаточные числа и КПД передач

Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах

3 Расчёт 1-й зубчатой конической передачи

3.1 Проектный расчёт

Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

- для шестерни: сталь: 40ХН

термическая обработка: поверхностная закалка с нагревом ТВЧ

твердость: HRC 50

- для колеса: сталь: 40ХН

термическая обработка: закалка

твердость: HRC 45

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]), будут:

[s]H=,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем:

для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - поверхностная закалка с нагревом ТВЧ

sH lim(шест.)= 17 xHRC1+ 200

= 17 x50 + 200 = 1050 МПа;

для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - закалка

sH lim(кол.)= 18 xHRC2+ 150

= 18 x45 + 150 = 960 МПа;

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

d'e1= K x = 22 x = 77, 22 мм.

где коэффициент K в зависимости от поверхностной твёрдости, для выбранных материалов K = 22; для прямозубой конической передачи коэффициент uH= 0, 85.

Окружную скорость Vmна среднем делительном диаметре вычисляем по формуле (при Kbe= 0, 285):

Vm= =

= 2, 478 м/с.

SH- коэффициент безопасности SH= 1, 2; ZN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

ZN=,

где NHG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

NHG= 30 xHBср2.4£ 12 x107

NHG(шест.)= 30 x4842.4= 83320165, 259

NHG(кол.)= 30 x4272.4= 61680538, 234

NHE= mHxNк- эквивалентное число циклов.

Nк= 60 xn xc xtS

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 715, 004 об./мин.; nкол.= 178, 751 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

tS= 365 xLгxC xtcxkгxkс- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=10161 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0, 8 - коэффициент годового использования;

- kс=0, 29 - коэффициент суточного использования.

tS= 365 x10161 x1 x8 x0, 8 x0, 29 = 6883467, 84 ч.

mH- дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

mH= S =

+ = 0, 188

Тогда:

Nк(шест.)= 60 x715, 004 x1 x6883467, 84 = 295302422368, 282

Nк(кол.)= 60 x178, 751 x1 x6883467, 84 = 73825605592, 07

NHE(шест.)= 0, 188 x295302422368, 282 = 55516855405, 237

NHE(кол.)= 0, 188 x73825605592, 07 = 13879213851, 309

В итоге получаем:

ZN(шест.)= = 0, 338

Так как ZN(шест.)< 1.0, то принимаем ZN(шест.)= 1

ZN(кол.)= = 0, 405

Так как ZN(кол.)< 1.0, то принимаем ZN(кол.)= 1

ZR= 0, 9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv= 1...1.15

По предварительно найденной окружной скорости получим Zv:

Zv= 0.925 xV0.05= 0.925 x2, 4780.05= 0, 968

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [s]H1= = 787, 5 МПа;

для колеса [s]H2= = 720 МПа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[s]H= [s]H2= 720 МПа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]), будут:

[s]F=.

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

sF lim(шестерня)= 700 МПа;

sF lim(колесо)= 500 МПа;

SF- коэффициент безопасности SF= 1, 7; YN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN=,

где NFG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG= 4 x106

NFE= mFxNк- эквивалентное число циклов.

Nк= 60 xn xc xtS

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 715, 004 об./мин.; nкол.= 178, 751 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

tS= 365 xLгxC xtcxkгxkс- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=10161 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0, 8 - коэффициент годового использования;

- kс=0, 29 - коэффициент суточного использования.

tS= 365 x10161 x1 x8 x0, 8 x0, 29 = 6883467, 84 ч.

mF- дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

mF= S =

+ = 0, 152

Тогда:

Nк(шест.)= 60 x715, 004 x1 x6883467, 84 = 295302422368, 282

Nк(кол.)= 60 x178, 751 x1 x6883467, 84 = 73825605592, 07

NFE(шест.)= 0, 152 x295302422368, 282 = 44885968199, 979

NFE(кол.)= 0, 152 x73825605592, 07 = 11221492049, 995

В итоге получаем:

YN(шест.)= = 0, 355

Так как YN(шест.)< 1.0, то принимаем YN(шест.)= 1

YN(кол.)= = 0, 266

Так как YN(кол.)< 1.0, то принимаем YN(кол.)= 1

YR= 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA= 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [s]F1= = 411, 765 МПа;

для колеса [s]F2= = 294, 118 МПа;

При полученной скорости для конической прямозубой передачи выбираем 7-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

de1= 165 x

где коэффициент внутренней динамической нагрузки KHv= 1, 036 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.6[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть: 8. Коэффициент KHb, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, находим через коэффициент KHbo= 1, 327. Для конических колёс с прямыми зубьями:

KHb= KHbo= 1, 327

В итоге получаем:

de1= 165 x = 37, 209 мм.

Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены, значение коэффициента ybdвычисляем ориентировочно:

ybd= 0, 166 x = 0, 166 x = 0, 684

Угол делительного конуса шестерни:

d1= arctg = arctg = 14, 036o

Внешнее конусное расстояние:

Re= = = 76, 71 мм

Ширина зубчатого венца:

b = 0, 285 xRe= 0, 285 x76, 71 = 21, 862 мм

Принимаем по табл. 24.1[2] b = 22 мм.

Внешний торцовой модуль передачи:

me³

где коэффициент внутренней динамической нагрузки KFv= 1, 024 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.9[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть: 8. коэффициент KFb, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, для конических передач с прямыми зубьями:

KFb= K'Fb, здесь:

K'Fb= 0, 18 + 0, 82 xKHbo= 0, 18 + 0, 82 x1, 327 = 1, 268

KFb= 1, 268

Для прямозубой конической передачи коэффициент uF= 0, 85.

Тогда:

me ³ = 1, 306

Принимаем по табл. 24.1[2] me= 3, 2 мм

Числа зубьев шестерни:

z1= = = 11, 628 = 12

Числа зубьев колеса:

z2= z1xU = 12 x4 = 48 = 48

Фактическое передаточное число будет:

Uф= = = 4

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что меньше, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

Углы делительных конусов шестерни и колеса:

d1= arctg = arctg = 14, 036o

d2= 90o- d1= 90o- 14, 036o= 75, 964o

Делительные диаметры колёс:

de1= mexz1= 3, 2 x12 = 38, 4 мм;

de2= mexz2= 3, 2 x48 = 153, 6 мм.

Внешние делительные диаметры колёс:

dae1= de1+ 2 x(1 + xe1) xmexcos(d1) =

38, 4 + 2 x(1 + 0, 56) x3, 2 xcos(14, 036o) = 48, 086 мм

dae2= de2+ 2 x(1 + xe2) xmexcos(d2) =

153, 6 + 2 x(1 - 0, 56) x3, 2 xcos(75, 964o) = 154, 283 мм

где xe1= 0, 56 - смещение для шестерни, находится по таблице 2.12[2].Смещение для колеса xe2= -xe1= -0, 56.

Средние диаметры шестерни и колеса:

dm1= 0, 857 xde1= 0, 857 x38, 4 = 32, 909 мм

dm2= 0, 857 xde2= 0, 857 x153, 6 = 131, 635 мм

Силы в зацеплении:

окружная сила на среднем диаметре:

Ft= = = 893, 555 H

осевая сила на шестерне:

Fa1= Ftxtg(a) xsin(d1) = 893, 555 xtg(20o) xsin(14, 036o) = 78, 878 H

радиальная сила на шестерне:

Fr1= Ftxtg(a) xcos(d1) = 893, 555 xtg(20o) xcos(14, 036o) = 315, 517 H

осевая сила на колесе:

Fa2= Fr1= 315, 517 H

радиальная сила на колесе:

Fr2= Fa1= 78, 878 H

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное контактное напряжение:

sH= 6, 7 x104x = 6, 7 x104x =

686, 524 МПа £ [s]H= 720 МПа.