Расчетно - графическая работа

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.

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

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

Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв³

Ведущий вал

dв ³ = 41,006 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: ……………………………….50 мм.

Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: ………………………………….55 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: ……………………………….50 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: ………45 мм.

Выходной вал

dв ³ = 55,002 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала:……….. 60 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: ……………………………...65 мм.

Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: …………………………………65 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: ………………………………65 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x12,821 = 3,205 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях sH= 781,882 МПа и скорости v = 1,206 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 60 x10-6м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло цилиндровое 52 (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

Заключение

Целью данного проекта является проектирование привода, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

РАСЧЕТНО - ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА

Познавательные статьи:



Как правильно слушать собеседника

Типичные ошибки при выполнении бросков в баскетболе

Принятие христианства на Руси и его значение

Средства массовой информации США