СКАЧАТЬ:  Kursovaya_Detali_mashin_primer.zip [482,75 Kb] (cкачиваний: 26)

ОГЛАВЛЕНИЕ

Аннотация

2.1. Выбор двигателя 4

2.2. Кинематический расчет привода 6

2.3. Силовой расчет привода 6

3. Расчет закрытой цилиндрической передачи.

3.1. Выбор материала и термической обработки 7

3.2.Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса 8

3.3.Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб 9

3.4.Определение предельно допускаемых напряжений 10

3.5.Определение межосевого расстояния 11

3.6.Выбор модуля зацепления 11

3.7.Определение суммарного числа зубьев 11

3.8.Определение чисел зубьев шестерни и колеса 12

3.9.Проверка межосевого расстояния 12

3.10.Определение ширины зубчатого венца колеса b₂ и шестерни b₁ 13

3.11.Определение окружной скорости в зацеплении 13

3.12.Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости 13

3.13.Уточнение коэффициента нагрузки 14

3.14.Проверка величины расчетного контактного напряжения 14

3.15.Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках 14

3.16.Проверка зубьев на выносливость при изгибе 14

3.17.Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках 15

3.18.Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи 15

4. Проектирование валов редуктора.

4.1. Ориентировочный расчет валов 17

4.2.Выбор подшипников качения, схемы их установки, и условий смазки. 20

4.2.1. Выбор смазки подшипников и зацепления 20

4.2.2. Выбор схемы установки подшипников качения 21

4.3. Первый этап компоновки редуктора 22

5. Проверка долговечности подшипников.

5.1. Для ведомого вала 23

5.2. Для ведущего вала 24

5.3. Проверка прочности шпоночных соединений 29

5.4. Уточненный расчет ведущего вала 30

5.5. Уточненный расчет ведомого вала 31

Библиографический список 33

Приложение

2.1 Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчет привода.

Подбор двигателя. Расчет требуемой мощности двигателя:

P_тр= P_вых /h_общ, [3]

где h_общ– общий коэффициент полезного действия.

h_общ= h_р.п·h_з.п; [3]

h_з.п= 0,97 [1];

h_р.п= 0,95 [1];

h_общ= 0,95·0,95 = 0,922;

P_тр= 3,5/0,922 = 3,798 кВт;

P_дв³P_тр;

P_дв= 4 кВт;

n_тр= n_вых·i_общ; [3]

i_общ= i_р.п·i_з.п; [3]

i_{р п} = 2…4 [2];

i_з.п= 2…6 [2];

i_общ= 3·4 = 20;

n_тр= 95·12 = 1140 мин^-1;

P_дв= 4 кВт;

n_тр= 1140 мин^-1;

двигатель 100L4/1430. [1]

Уточняем общее передаточное число привода:

i_общ= n_н/n_вых; [3]

i_общ= 1430/95 = 15.053.

Уточняем i_ц.п:

i_ц.п= i_общ /i_з.п; [3]

i_ц.п= 15,053/4 = 3,76.

2.2 Кинематический расчет привода.

n = n_н;

n = 1430 мин^-1;

w= p·n/30; [3]

w= 3,14·1430/30 = 149,32 с^-1;

n₁= n/i_р.п; [3]

n₁= 1430/3,76 = 380,32 мин^-1;

w₁= p·n₁/30; [3]

w₁= 3,14·380,32/30 = 39,81 с^-1;

n₂= n₁/i_з.п; [3]

n₂= 380,32/4 = 95,08 мин^-1;

w₂= p·n₂/30; [3]

w₂= 3,14·95,08/30 = 9,952 с^-1.

2.3 Силовой расчет привода.

T = P_тр/w; [3]

T = 3,79815/149,67 = 0,0253768·10⁶ Н·мм;

T₁= T· i_р.п·h_р.п ; [3]

T₁= 0,0253768·10⁶ ·3,76·0,95 = 0,09064603·10⁶Н·мм;

T₂= T₁· i_з.п·h_з.п [3]

T₂= 0,09064603·10⁶·4·0,97 = 0,31706609·10⁶ Н·мм;

w_вых= p·n_вых/30; [3]

w_вых= 3,14·95/30 = 9,943;

T_вых= P_вых/w_вых; [3]

T_вых=3,5·10⁶/9,943 = 0,3520064·10⁶ Н·мм.

3. Расчет закрытой цилиндрической передачи.

3.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки.

T

T_п=b_*T_н

T₁=T_н

T₂=b₂T_н t_н = 10^-5t_å

T₃=b₃T_н

t_пt

a₁t_å a₂t_å

t_å

a₁= 0,5;

a₂= 0,2;

b₂= 0,8;

b₃= 0,5;

b_*= 1,3.

Таблица 1

Механические характеристики сталей для зубчатых колес [3]

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса.

s_н≤ [s]_н;

s_F ≤ [s]_F;

, [3]

где s_H0– предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения,

S_H – коэффициент безопасности, K_HL – коэффициент долговечности.

Таблица 2

Значения предела контактной выносливости и коэффициента безопасности [3]

МПа;

МПа;

, [3]

где N_H0– значение базового числа циклов нагружения; N_HE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи при переменной нагрузке.

; [3]

;

;

, [3]

где n– частота вращения шестерни (колеса), мин^-1; t_i – срок службы передачи под нагрузкой, ч; c – число зацеплений; T_i, T_max , t_i – заданы циклограммой нагружения (T_max– наибольший длительно действующий момент).

k=3[3];

c=1;

;[3]

ч;

[3];

K_HL1=1;

K_HL2=1;

[3]

[3]

[3]

3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб.

, [3]

где s_F0 – предел контактной выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения, S_F – коэффициент безопасности, K_FL – коэффициент долговечности.

S_F= 1,65 [3];

, [3]

где N_FE – эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи,

m – показатель степени, зависящий от твердости, m=6 при твердости ≤350 HB.

, m = 6, c = 1;

[3]

; [3]

[3];

K_FL1=1;

K_FL2=1;

; [3]

[3];

МПа;

МПа;

МПа;

МПа.

3.4 Определение предельно допускаемых напряжений.

[σ]_Hпр = 2,86σ_Т [3];

[σ]_Hпр1 = 2,86·540 = 1544,4 МПа;

[σ]_Hпр2 = 2,86·320 = 915,2 МПа;

[σ]_Fпр = 0,8σ_Т[3] ;

[σ]_Fпр1 = 0,8·540 = 432 МПа;

[σ]_Fпр2 = 0,8·320 = 256 МПа.

3.5 Определение межосевого расстояния.

, [3]

где i– передаточное число ступени редуктора; A – численный коэффициент; T₂– вращающий момент на валу колеса; ψ_ва – коэффициент ширины зубчатого венца; K_H – коэффициент нагрузки.

i_зп= 4;

A = 270 [3];

ψ_ва = 0,25…0,4;

ψ_ва = 0,4;

K_H = K_Hα·K_Hβ·K_Hυ , [3]

где K_Hα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, K_Hυ – коэффициент динамичности нагрузки.

K_Hα= 1,0…1,15 [3];

K_Hα= 1,1 ;

K_Hα= 1,0…1,15 [3];

K_Hβ = 1,1;

K_Hυ= 1…1,1 [3];

K_Hυ= 1,05;

K_H = 1,1·1,1·1,05 = 1,2705;

мм;

мм [3].

3.6 Выбор модуля зацепления.

;

;

мм [3].

3.7 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

; [3]

β=8...18 [3];

β=15˚;

;

.

3.8 Определение чисел зубьев шестерни и колеса.

[3]

[3]

[3]

;

.

3.9 Проверка межосевого расстояния.

[3]

[3]

˚ 21 ́ 36 ́́ ́

[3]

мм;

[3]

мм;

[3]

мм;

[3]

мм;

[3]

мм;

[3]

мм;

[3]

мм;

3.10 Определение ширины зубчатого венца колеса и шестерни.

[3]

мм;

[3]

мм.

3.11 Определение окружной скорости в зацеплении.

м/с;

мм.

3.12 Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости.

Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.

Таблица 3

Степень точности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81 [3].

Руководствуясь данной таблицей и полученными выше значениями, принимаю степень точности равной 8.

3.13 Уточнение коэффициента нагрузки.

K_H = K_Hα·K_Hβ·K_Hυ; [3]

[3]

K_Hα= 1,09 [3];

K_Hβ = 1,04 [3];

K_Hυ= 1,3 [3];

K_H = 1,09∙1,04∙1,3=1,47368

3.14 Проверка величин расчетного контактного напряжения.

[3]

МПа.

[3]

.

3.15 Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках.

;

T_ПИК/T_НОМ = b_* ; [3]

МПа;

.

3.16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе.

, [3]

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев; Y_β– коэффициент, учитывающий наклон зубьев; K_FL – коэффициент нагрузки.

T₂= 0,31706609·10⁶ Н·мм;

Y_F = 3,6 [3];

Y_β = 1-β/140˚; [3]

Y_β = 1-(14˚ 21 ́ 36 ́́ ́)/140˚=0,8974178;

K_F = K_Fα·K_Fβ·K_Fυ , [3]

где K_Fα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; K_Fυ – коэффициент динамичности нагрузки.

K_Fα= 0,9 [3];

K_Fβ = 1,1 [3];

K_Fυ= 1,3 [3];

K_F = 0,9· 1,1· 1,3=1,287;

МПа;

3.17. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках.

; [3]

; [3]

МПа;

3.18 Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи.

[3]

Н;

Н;

; [3]

Н;

; [3]

Н.

Таблица 4

Основные параметры цилиндрической передачи.

4. Проектирование валов редуктора.

4.1 Ориентировочный расчет валов.

Рассчитаем диаметры выходных концов вала для шестерни и колеса при допускаемом напряжении [τ_к] = 20МПа:

; [4]

мм;

d_B1=30 мм [4]. Длинное исполнение, длинна выходного конца 80 мм.

; [4]

мм;

d_в2= 45 мм [4]; Длинное исполнение, длинна выходного конца 110 мм.

Определим диаметры валов для шестерни и колеса под подшипник:

[4]

мм;

мм;

[4]

мм;

мм;

Таблица 5

Основные параметры роликовых конических однорядных подшипников.

Определим диаметры буртиков валов шестерни и колеса под подшипник:

; [4]

r = 2,0 ;

мм;

мм;

r = 2,5 ;

Определим диаметры валов под колесо:

[4]

d_К2=65 мм.

Рис.2. Вал-шестерня

Рис.3. Вал тихоходный

Рис.4. Роликоподшипник конический

Рис.5. Колесо зубчатое цилиндрическое

Таблица 6

Размеры конструктивных элементов цилиндрических зубчатых колес.

4.2 Выбор схемы установки и условий смазки для подшипников качения

4.2.1 Выбор смазки подшипников и зацепления.

Выбор смазки подшипников зависит от окружной скорости. Так как окружная скорость колеса больше 1, то для подшипников приемлемо применение жидкой смазки.

Таблица 7

Рекомендуемые значения вязкости масел для смазывания зубчатых передач при 50°С.

Для выбора сорта масла для зубчатой передачи сначала определим кинематическую вязкость масла, в зависимости от окружной скорости и контактного напряжения по таблице 5 . Вязкость равна 22 (мм²/с).

Таблица 8

Масла (без присадок), применяемые для смазывания зубчатых передач.

Исходя из данных таблиц 6 марка масла будет : «И-Г-А-22».

4.2.2 Выбор схемы установки подшипников качения.

Для данного редуктора наиболее подходит схема установки подшипников "враспор” Осевое фиксирование вала осуществляется в двух опорах. Для исключения защемления вала в опорах из-за температурных деформаций предусматривают осевой зазор а=0,2…0,5(мм). Длина вала l=(6d_П…8d_П).

Рис.6. Схема установки подшипников

4.3 Первый этап компоновки редуктора.

Первая компоновка редуктора выполняется в масштабе 1:1. Предварительно необходимо рассчитать несколько дополнительных параметров, относящихся непосредственно к самой компоновке [4]; (См. Приложение 1)

- зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁=1,2δ, где δ=0,03α_W+1

δ=0,03·160+1=5,8 - принимаем δ=8 мм.

А₁=1,2·8=9,6 мм - принимаем A₁=10 мм.

- зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

А= δ=8 мм.

- расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса

А=δ

- расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и торцевой плоскостью подшипника У=2…3 мм, т.к. подшипник смазывается жидкой смазкой принимаем У=3 мм.

Размеры гнезда подшипника:

- для шестерни: ∆=5 мм, b=5 мм;

- для колеса: ∆=7мм, b=5 мм;

С первой компоновки снимаем размеры: l₁=58 l₂=59,5 мм ; l₃=57,5 мм.

5. Проверка долговечности подшипников.

5.1. Для ведомого вала.

Из предыдущих расчетов имеем F_r=1055,76 Н ,F_t=2810,03 Н , F_a=719,23Н; из первого этапа компоновки l₁=58 мм, l₃=57,5 мм.

[2]

m=10/3;

[2]

[2]

[2]

; [2]

мм;

Необходимо определить реакции опор:

Вертикальная плоскость:

1)

2)

3)

Горизонтальная плоскость:

1)

2)

3)

Суммарные реакции:

;

Н;

;

Н;

Для определения R_a1 и R_a2 используем условие нераздвигания колец: .

Пусть

Тогда

Н;

Вычисляем отношение:

можно пренебречь, тогда эквивалентная

нагрузка вычисляется:

Н;

Н;

Проверяем подшипник по наиболее нагруженной опоре:

Н;

Тогда долговечность составит:

;

Что удовлетворяет условию: .

5.2 Для ведущего вала.

Из предыдущих расчетов имеем

F_r=1055,76 Н ; F_t=2810,03 Н ; ь F_a=719,23Н;

из первого этапа компоновки l₂=59,5 мм, l₃=57,5 мм.

[2]

; [2]

мм;

Необходимо определить реакции опор:

Вертикальная плоскость:

1)

Н;

2)

Н;

3)

Горизонтальная плоскость:

1)

Н;

2)

Н;

3)

Суммарные реакции соответственно равны:

Н;

;

Н;

;

Н;

Для определения R_a1 иR_a2 используем условие нераздвигания колец: .

Пусть

Тогда

Н;

Вычисляем отношение:

можно пренебречь, тогда эквивалентная нагрузка вычисляется:

Н;

Проверяем подшипник по наиболее нагруженной опоре:

Тогда долговечность составит:

ч;

Что удовлетворяет условию: .

5.3 Проверка прочности шпоночных соединений.

При проектировании редуктора будем использовать шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок определяем по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

; [2]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа.

Ведущий вал: d=30 мм; bxh=10x8; t₁=5; длина шпонки l=70мм; момент на ведущем валу Т₁=90646 Нмм;

МПа <[s_см];

Ведомый вал: d=45; ; t₁=5,5; длина шпонки l=100 мм; момент на ведомом валу Т₂=317100 Нмм.

МПа;

Условие выполнено.

5.4. Уточненный расчет ведущего вала.

Материал вала – сталь 45 нормализированная;

Диаметр заготовки ; s_в=780 МПа;

;

Сечение вала А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.(см.с.24)

Коэффициент запаса прочности:

[2]

где амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

[2]

При d=30 мм, b=10 мм, мм находим:

[2]

Принимаем:

Тогда:

При , величина радиальной консольной нагрузки равна: . Приняв у ведущего вала мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

[2]

где

Амплитуда нормальных напряжений при d=30 мм, b=10 мм, мм равна:

[2]

[2]

Тогда:

Результирующий коэффициент запаса прочности равен:

5.5. Уточненный расчет ведомого вала.

Материал вала – сталь 45 нормализированная;

Сечение вала А-А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. (см.с.26)

Крутящий момент Т₂=31710 Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

[2]

Изгибающий момент в вертикальной плоскости равен:

[2]

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Нмм;

Момент сопротивлению кручению (d=65 мм, b=18, t₁=7 мм)

; [2]

мм³;

Момент сопротивлению изгиба:

;

мм³;

; [2]

МПа;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

; [2]

МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

; [2]

;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

; [2]

;

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

;

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.(см.с.26)

Изгибающий момент:

; [2]

Нмм;

Момент сопротивлению кручению (d=45 мм, b=14, t₁=5,5 мм)

; [2]

мм³

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

; [2]

МПа;

Момент сопротивления кручению сечения нетто

; [2]

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

; [2]

МПа;

Коэффициенты запаса прочности:

; [2]

;

;

;

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б.

БИЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали машин» Москва, Высшая школа,1984г.

2. В.С. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин», издательство «Высшая школа», 1984г.

3. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов и работ по дисциплинам «Механика», «Прикладная механика», «ДМ и основы конструирования»

В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева, 2002г.

4. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Прикладная механика» (Проектирование валов, зубчатых колес, подшипниковых узлов и конструирование редуктора), В.И. Халяев, Т.Г. Зайцева, 2002г.