Курсовая работа (т): Оптимизация параметров двухступенчатого цилиндрического редуктора
.
Передаточное
отношение быстроходной передачи:
Крутящий
момент на 2-ом валу:
Н·м.
Крутящий
момент на 3-ем валу:
Н·м.
Выбор материала колес, термической обработки и твердости зубьев
Принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 40Х ГОСТ 4543-71, термическая обработка шестерни - закалка ТВЧ, твердость поверхностей зубьев 171…240 HВ. Термическая обработка колеса - улучшение, твердость поверхностей и сердцевины зубьев 185…250 HB.
Средняя твердость на поверхности и сердцевине зубьев
HB;
HRC;
HB.
Предел контактной выносливости зубьев
МПа;
МПа.
Коэффициент запаса прочности
; 
.
Ресурс
привода
ч,
где
- число смен. Принимаем равным 2;
-
продолжительность смены. Принимаем равным 8 часов.
Базовое число циклов перемены контактных напряжений
<
12·107;
<
12·107.
Эквивалентное
число циклов напряжений в зубьях шестерни и колеса
;
,
где
- коэффициент приведения.
Коэффициент
долговечности
Так
как 
, то 
;
Так
как 
, то 
.
Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
Принимаем
равным 
.
Коэффициент,
учитывающий влияние окружной силы
;
,
где
- окружная скорость. Для 9-ой степени точности
изготовления прямозубых цилиндрических колес допустимая окружная скорость не
более 2 м/с. Принимаем 
м/с.
Допускаемые
контактные напряжения
МПа;
МПа;
МПа.
Предел выносливости зубьев при изгибе
Согласно
ГОСТ 2135-87, соответственно базовому числу циклов напряжений шестерни равно 
МПа, а для колеса 
МПа.
Базовое число циклов напряжений при изгибе
Эквивалентное
число циклов напряжений при изгибе зубьев
;
,
где
- коэффициент эквивалентности для легкого режима
нагрузки. Для колеса принимаем 
, а для
шестерни 
.
Принимаем
.
Коэффициент
долговечности зубьев
;
.
Принимаем
; 
.
Допускаемые
напряжения при изгибе зубьев
МПа;
МПа.
Принимаем коэффициенты
Коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных
напряжений
,
где
- индекс схемы. Для симметричной схемы установки
зубчатых колес относительно подшипниковых опор 
.
Расчет быстроходной ступени
Предварительное
значение межосевого расстояния
мм
Принимаем
мм.
Предварительные основные размеры колеса
Делительный
диаметр:
мм.
Ширина
колеса:
мм.
Полученное
значение округляем до целого числа 
Ширину шестерни принимаем:
мм.
Модуль
передачи
мм.
Принимаем
мм.
Суммарное число зубьев и угол наклона
Суммарное
число зубьев
,
где
- минимальный угол наклона зубьев колес.
Предварительно принимаем равным 
.
Полученное
значение 
округляем в меньшую сторону до целого числа и
получаем 
шт.
Действительное
значение угла наклона зубьев:
град;
Число
зубьев шестерни и колеса
шт;
Принимаем
шт.
шт.
Фактическое
передаточное число
Отклонение
от заданного передаточного числа
.
Начальный
диаметр шестерни:
мм;
колеса:
мм.
Диаметры
окружностей вершин и впадин зубьев шестерни:
мм;
мм;
колеса:
мм;
мм.
Угол
профиля в торцевом сечении
,
где
, 
.
Коэффициенты
торцевого перекрытия (при 
)
Основной
угол наклона
;
.
Расчет на контактную выносливость активных поверхностей
Принимаем
коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
,
где
- степень точности изготовления зубчатой передачи.
Коэффициент динамической нагрузки:
;
МПа 
МПа.
Расчет тихоходной ступени
Предварительное
значение межосевого расстояния
мм
Принимаем
мм.
Предварительные основные размеры колеса
Делительный
диаметр:
мм.
Ширина
колеса:
мм.
Полученное
значение округляем до целого числа 
мм.
Ширину
шестерни принимаем:
мм.
Модуль
передачи
мм.
Принимаем
мм.
Суммарное число зубьев и угол наклона
Суммарное
число зубьев
,
где - минимальный угол наклона зубьев колес.
Предварительно принимаем равным 
.
Полученное
значение округляем в меньшую сторону до целого числа и
получаем шт.
Действительное
значение угла наклона зубьев:
град;
Число
зубьев шестерни и колеса
шт;
Принимаем
шт.
шт.
Фактическое
передаточное число
Отклонение
от заданного передаточного числа
.
Расчет геометрии
Начальный
диаметр шестерни:
мм;
колеса:
мм.
Диаметры
окружностей вершин и впадин зубьев шестерни:
мм;
мм;
колеса:
мм;
мм.
Угол
профиля в торцевом сечении
,
где, .
Коэффициенты
торцевого перекрытия (при )
Основной угол наклона
;
.
Расчет на контактную выносливость активных поверхностей
Принимаем коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
,
где - степень точности изготовления зубчатой передачи.
Коэффициент динамической нагрузки:
;
МПа.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения данного курсового проекта сделаны выводы о проделанной оптимизации заданного двухступенчатого цилиндрического редуктора. Было проведено сравнение параметров исходного (серийного) варианта с оптимизированными (модернизированными). В частности, сравнение выполнено по части выходных параметров редуктора - сформированным выше критериям оптимальности.
Анализ процесса оптимизации опирался на таблицу с парето-оптимальными вариантами. Были отмечены изменение каждого из критериев по сравнению с базовым. Исходя из полученных результатов, можно сделать вывод о том, что по критерию разности равнопрочностей 1-ой и 2-ой ступеней нам подходят 3 варианта под номерами 5, 16 и 23. Самым оптимальным из них является вариант под номером 5: m1=2,75; m2=2,5; z1=16; z2=17; u2=3,68. Данные показатели несущественно отличаются от исходных данных m1=2,8; m2=2,7; z1=14; z2=24; u2=2,68, однако такое их сочетание позволяет уменьшить диаметры колес тихоходной ступени и незначительно увеличить колеса быстроходной, чем выполняется условие соизмеримости колес для равной их погруженности в масляную ванну в картере редуктора.
При этом общий объем редуктора в данном случае
уменьшается, т.к. колеса тихоходной ступени имеют больший удельный вес в
материалоемкости редуктора.
ЛИТЕРАТУРА
1. Кадач Т.В., Попов В.Б. Принятие решений при автоматизированном проектировании типовых зубчатых редукторов / Вестник ГГТУ им. П.О. Сухого. - 2007. - №1. - С. 22-28.