Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения
Реферат - Экономика
Другие рефераты по предмету Экономика
°х 2…4 (табл. 2.3, стр. 43 [1]);
Uзп передаточное число зубчатой передачи.
Приняв передаточное число зубчатой передачи за 4 (табл. 2.3, стр. 43 [1]) получим передаточное число ременной передачи: Uрп = U / Uзп
1.Uрп = 23,75 / 4 = 5,937
2.Uрп = 11,875 / 4 = 2,968
3.Uрп = 7,916 / 4 = 1,979
4.Uрп = 5,833 / 4 = 1,458
2.6 Определяем мощность каждой ступени:
РI = Рраб.м = 2,013 квт
РII = РI * ?рп = 2,013 * 0,97 = 1,952 квт
РIII = РII * ?пк * ?зп = 1,952 * 0,98 * 0,96 = 1,799 квт
2.7 Определяем угловые скорости на каждой ступени привода:
nI = пдв = 1425 об/мин.
nII = nI / Uрп = 1425 / 2,968 = 480,121 об/мин.
nIII = nII / Uзп = 480,121 / 4 = 120,03 об/мин.
2.8 Определяем моменты ступеней привода.
ТI =
wI = = = = 149,15 (рад/с)
wII = = 50,252 (рад/с)
wIII = = 12,563 (рад/с)
ТI = = = 13,496 (Нм)
ТII = = = 38,844 (Нм)
Т III = = = 143,198 (Нм)
ПараметрПередачаПараметрВалЗакры-таяОткры-
таяДвига-
теляРедуктораПриводной рабочей
машиныБыстро-
ходныйТихо-
ходныйПереда-
Точное
число, U
4
2,968Расчетная мощность, P2,0131,9521,7991,799Угловая скорость, w149,1550,25212,56312,563КПД
?
0,96
0,97Частота вращения, n1425480,121120,0312,03Вращающийся
момент, Т 13,49638,844143,198143,1983. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.
Поскольку, в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. В проектном задании указано, что редуктор должен быть общего назначения, кроме того передаваемая мощность невелика (1,8 квт). Для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью ? 350 НВ, при этом достигается лучшая прирабатываемость зубьев колеса, обеспечивается чистовое нарезание зубьев колёс после термообработки, высокая точность их изготовления. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз (2,5) больше нагружений зубьев колеса, для достижения одинаковой контактной усталости обеспечиваем механические характеристики материала шестерни выше, чем материала колеса. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твёрдости колеса НВ2 (стр. 48 [1]); НВ1-НВ2=20…50
Мощность на рабочем валу РIII = 1,8 квт;
передаточное число редуктора Uзп =4;
частота вращения рабочего вала nIII = 120 об/мин;
передача нереверсивная.
3.1.Пользуясь таблицей 3.2, стр.50 [1], подбираем подходящий материал.
Сталь 45, которой присущи следующие характеристики:
Dпред. любой;
Sпред. любая;
Твёрдость заготовки 179…207 НВ;
Gв = 600 Н/мм;
Gт = 320 Н/мм;
G-1 = 260 Н/мм;
Данный материал подходит для изготовления колеса редуктора, в качестве термообработки используют нормализацию.
Сталь 45, которой присущи следующие характеристики:
Dпред. =125 мм;
Sпред. =80 мм;
Твёрдость заготовки 335…262 НВ;
Gв = 780 Н/мм;
Gт = 540 Н/мм;
G-1 = 335 Н/мм;
Данный материал подходит для изготовления шестерни редуктора, в качестве термообработки используют улучшение.
3.2 Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [G]н1 и колёса [G]н2.
Определяем коэффициент долговечности KнL :
KнL =
где, Nно число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
Если N> Nно , то принимаем KнL = 1 (стр. 51[1]).
По таблице 3.1, стр. 49 [1] определяем допускаемое контактное напряжение [G]но, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений Nно.
[G]но = 1,8 НВср+67
НВср1 = (235+262)/2 = 248,5
[G]но1 = 1,8*248,5+67 = 514,3 Н/мм
НВср2 = (179+207)/2 = 193
[G]но2 = 1,8*193+67 = 414,4 Н/мм
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [G]н1 и колеса [G]н2 (стр. 51 [1]):
[G]н1 = KнL1*[G]но1 = 1*514,3 Н/мм
[G]н2 = KнL2*[G]но2 = 1*414,4 Н/мм
Среднее допускаемое контактное напряжение (стр. 51 [1]):
[G]н = 0,45* ( [G]н1+[G]н2 ) = 0,45* (514,3+414,4) = 0,45*928,7 = 418 Н/мм
3.3 Определяю допускаемое напряжение изгиба [G]F.
Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [G]F1 и [G]F2. Определяю коэффициент долговечности (стр. 52, [1]): KнL
где, NFO = 4*10 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
Т.к. N> NFO (стр. 52, [1]), то принимаем КFL = 1.
Допускаемое напряжение изгиба [G]F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO.
[G]F0 = 1,03 НВср (табл. 3.1, стр. 49 [1])
НВср1 = 248,5 ; НВср2 = 193
[G]F01 = 1,03*248,5 = 256 Н/мм
[G]F02 = 1,03*293 = 199 Н/мм
Расчёт модуля зацепления для цилиндрических передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [G]F из полученных для шестерни [G]F1 и колеса [G]F2, то есть по менее прочным зубьям. Составляем табличный ответ:
Элемент
передачиМарка
сталиDпред, мм;
Sпред, мм;
Термооб-
работкаНRCэ1ср
НВ2ср[G]нNFН/ммШестерня
Колесо45
45125
80У
Н248,5
193514,3
414,4256
1994. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
4.1 Проектный расчёт.
4.1.1. Определяю главный параметр межосевое расстояние аw,мм:
аw = Ка ( U+1 )
где Ка вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач Ка =