Расчет передач зацеплением

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор.



ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Выполнение курсовой работы способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины.

Работа позволяет получить следующие навыки:

1. применение на практике приемов расчета и конструирования;

2. составления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;

3. обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

4. работы со специальной технической литературой;

5. анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.



ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Исходные данные

Мощность на тихоходном валу привода

Рт = 3,3 кВт

Частота вращения тихоходного вала привода

?₃ = 110 об/мин.



1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1

з_м - 0,98;

з_пк - 0,99;

з_3п - 0,98;

з_дп - 0,93.

Определим требующуюся мощность двигателя

Определим возможного передаточного отношения

[1, c7]

Определим возможную частоту вращения двигателя

Выбор стандартного двигателя

Р_тр.дв = 3,83 кВт

n_вд = мин^-1

Двигатель 4А100L4

Р_дв = 4 кВт

n_дв = 1500 мин^-1

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определение фактического передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

U_р =

Применимого U_3п = 4

U_дп =

Частота вращения валов, мин^-1

n1 = 1500 мин^-1

n2 = 1500 мин^-1

n3 = мин^-1

n4 = мин^-1

Определение угловых скоростей валов, с^-1



3. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определение мощности на валах

кВт

кВт

кВт

кВт

Определение вращающих моментов

Нм

Нм

Нм

Нм

4. ВЫБОР МАРКИ МАТЕРИАЛА РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКОВЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Выбор марки материала

	Марка	Характеристика	Твердость
Шестерня	Сталь 40ХН	Улучшена	280
Колесо	Сталь 40ХН	Улучшена	250

Определение допускаемых контактных напряжений

[у]н =

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов

= 2HB + 70

= 2•280 + 70 = 630

= 2•250 + 70 = 570

- коэффициент долговечности

= 1,1 [1, с28]

- допускаемые контактные напряжения

Определение допускаемых известных напряжений

- предел выносливости при эквивалентном числе циклов, Н/мм²

= НВ • 1,8

= 280 • 1,8 = 504

= 250 • 1,8 = 450

[n]_F = [n]_F1 • [n]_F2

где [n]_F1 - первый коэффициент безопасности

[n]_F2 - второй коэффициент безопасности

[n]_F = 1:75 (стр. 44…45)

[n]_F = 1

[n]_F = 1,75 • 1 = 1,75

Н/мм²

Н/мм²

5. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Межосевое расстояние

- межосевое расстояние

- угловые расстояния контактной выносливости активных поверхностей зубьев

u - передаточное число

= М₃ - вращающий момент на ведомом колесе

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки зубчатого венца (по ширине)

- допустимое кинематическое напряжение

- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию

мм

Принимаем = 80 мм

Нормальный модуль зацепления

m_n = (0,01 : 0,02) •

m_n = (0,01 : 0,02) •

m_n = 0,80 : 0,02 = 1,6

Принимаем m_n = 1,5 мм

Число зубьев шестерни

в = угол наклона зубьев в = 10°

Принимаем

Число зубьев колеса

- число зубьев колеса

Уточненное значение угла наклона зубьев

в = 10°12ґ = 10,12°

Определим делительный диаметр шестерни

- делительный диаметр шестерни

мм

Делительный диаметр колеса

- делительный диаметр колеса

мм

Проверка

мм

Диаметр вершин зубьев шестерни

d_a1 = d₁ + 2m_n

d_a1 - Диаметр вершин зубьев шестерни

d_a1 = 32 + 2•1,5 = 5 мм

Диаметр вершин зубьев колеса

d_a2 = d₂ + 2m_n

d_a2 - Диаметр вершин зубьев шестерни

d_a2 = 128 + 2•1,5 = 131 мм

Ширина колеса

- ширина колеса

мм

Принимаем мм

Ширина шестерни

мм



- коэффициент ширины шестерни

Определим окружную скорость колес

- окружная скорость колеса

м/с

Определим коэффициент нагрузки

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

- коэффициент неравновесия распределения нагрузки между зубьями

- коэффициент цикличности

Проверка контактных напряжений

>

Перегрузка

Определим окружную силу

-окружная сила

Радиальная сила

- радиальная сила

б - угол зацепления б = 20°

Н

Определим осевую силу

- осевая сила

Н

Проверка зубьев на выносливость по направлению изгиба

- изгибное напряжение

-коэффициент нагрузки

<



6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ ВЕДУЩИХ

Рисунок 1 Вал ведущий

вал зацепление подшипник зубчатый

Диаметр выходного участка

мм

Принимаем мм

Согласование с двигателем

мм

Согласование с муфтой

М_роса = М₂К

К - коэффициент заноса

К = 1,25

М_роса = 23,9•1,25 = 29,875 Нм

Принимаем стандартную муфту

М = М_роса

М = 63 Нм

d = 22 мм

e =50 мм

Принимаем мм

Диаметр под уплотнения

dуп = dв + (3..4)

dуп = 1822 + 3,5 = 25,5 мм

Принимаем dуп = 26 мм

Диаметр цапфы

dцп = dуп + (2...3)

dцп = 26 + 3=29 мм

Принимаем dцп = 30 мм

Диаметр под колесо

dк = dдоп + (4...5)

dк = 30 + 4 = 34 мм

Диаметр бурта

dб = dк + (5...6)

dб = 34 + 6 = 40 мм



Рисунок 2 Вал ведущий

Рисунок 3. Вал ведомый

Диаметр выходного участка

мм

Принимаем мм

Диаметр под уплотнения

dуп = dв + (3..4)

dуп = 26 + 3,5=29,5 мм

Принимаем dуп = 30

Диаметр цапфы

dцп = dуп + (2...3)

dцп = 30 + 3 = 33 мм

Принимаем dцп = 35

Диаметр под колесо

dк = dцп + (4...5)

dк = 35 + 5 = 40 мм

Принимаем dк = 40

Диаметр бурта

dб = dк + (5...6)

dб = 40 + 5 = 45 мм

Принимаем dб = 45 мм

7. РАСЧЕТ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ВЕДОМОГО ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

Диаметр ступицы стальных колес

dст = dк • 1,6

dст = 1,6 • 40 = 64 мм

Принимаем dст = 64мм

Длина ступицы

lст = (1,2…1,5) •dк = (1,2…1,5)•40 = 60мм

Принимаем lст = 60 мм

Толщина обода

д_о = (2,5…4,0)•mn = 40 •1,5 мм

Принимаем д_о = 6 мм

Толщина диска

С= 0,3 b = 0,3•32=9,6 мм

Принимаем с = 10 мм

Диаметр обода

D_о = d₂ - 2.5m_n - 2 до = 128-2,5•1,5-2•8 = 108,25мм

Принимаем D_о = 108мм

Диаметр центровой окружности

D_окр = 0,5(Dо+dст) = 0,5(108+64) = 86мм

Принимаем D_окр = 86 мм

Диаметр отверстия

D_отвр = (Dо-dст)/4 = (108-64)/4 = 11мм

Принимаем D_отв = 10 мм

Толщина ребер

S = 0,8 • 8 = 6,4 мм

Принимаем S = 8 мм

8. РАСЧЕТ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора одноступенчатого цилиндрического

д = 0,025•80+1 = 3 мм

д₁ = 0,02•80+1 = 2,6 мм

Принимаем д = д₁ = 8 мм

Толщина верхнего пояса корпуса

мм.

Толщина нижнего пояса крышки корпуса:

мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

мм

Толщина ребер основания корпуса:

мм

Диаметры болтов фундаментальных:

мм

принимаем болты с резьбой М16

Диаметры болтов:

мм

принимаем болты с резьбой М12;

мм

принимаем болты с резьбой М10

Винты крепления крышки d₄ подшипника принимаем М8

Число винтов d₄ n = 4

Диаметр штифта dш = d₃ = 8

Длина штифта lш = b+b₁+5 = 12+12+5=29

Принимаем lш = 30

аименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру А = (1 : 1,2) д = 8,1 = 8 мм

По торцам А₁ = А = 81 = 8 мм

Ширина фланцев

d₁ = 16 мм K_i1 = 39мм

d₂ = 12 мм K_i2 = 33мм

d₂ = 10 мм K_i2 = 24мм

9. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ДЛЯ ВЕДУЩЕГО И ВЕДОМОГО ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Ведущий вал.

Для диаметра вала d = 18мм принимаем размеры сечения шпонки

dв = 6мм t₂ = 2.8 мм

h = 6 мм lст = 36 мм t₁ = 3.5мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины

lш = (5…10) lст

lш =36 - 8 = 28 мм

lр = lш - в = 28 - 6 = 22 мм

Расчетное напряжение смятия

см = 2М₁/D ( h - t1) lр= < [G] см = 190 Н/мм

см = 2· 83,7 ·10і/18(6 - 3,5 )· 22= 152,18 Н/мм

Прочность на смятие обеспечивается.

Ведомый вал

Для диаметра вала d = 32 мм принимаем размеры сечения шпонки

в = 10мм t2 = 3.3 мм

h = 8 мм lст = 42мм

t₁ = 5мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины

lш = 42 - 8 = 34мм

lр = 34 - 10 = 24 мм

Расчет напряжения смятия

см = 2М₂/D ( h - t1) lр = < 190 Н/мм

см = 2· 83,7 ·10і /32(8 - 5 )· 24= 72,66 Н/мм

Прочность на смятие обеспечена

10. ЭТАПЫ ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ

I этап эскизной компоновки

Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии d_w=71 мм.

Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2• д=1,2•8=10 мм;

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= д =8 мм;

принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= д =8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии, габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников

Таблица 1 - Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.

Вал	Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм	Сr	С
ведущий	207	35	72	17	25,5	13,7
ведомый	209	45	85	19	33,2	18,6

Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l₁=60 мм, на ведомом l₂=59,5 мм.

Принимаем l₁= l₂=60 мм.

II этап эскизной компоновки

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние l₁. используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) вычерчиваем накладные крышки подшипников с регулировочными прокладками.

в) Переход вала от диаметра d=35 мм к присоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3…5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.

Длина присоединительного конца вала d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны и устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 мм к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы гарантировать прижатие втулки к торцу ступицы а не к заплечнику вала;

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем врезные крышки подшипников с регулировочными кольцами.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360 - 78. Вычерчиваем шпонки, принимая длины на 5-10 мм меньше длины ступиц.

11. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ ВЕДОМОГО ВАЛА НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

Ведущий вал.

Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце вала

F_м=80=80 =466 Н

Принимаем l_м=65 мм.

Определяем опорные реакции от силы F_t

Н;

М_У1= М_УА= М_У2=0; М_УВ= R_1ХМ l₁ = 746,5·0,06=44,79 НМм

Определяем опорные реакции от сил F_r и F_а:

? М_Х1=0; R_2yМ 2 l₁ - F_rМ l₁ - F_а= 0,

? М_Х2=0; - R_1yМ2l_{1 +} F_rМ l₁ - F_а = 0,

Н.

Н,

Проверка

?F_y=0; R_2У + R_1У - F_r1 = 240 + 311 ?551= 0.

Изгибающие моменты

М_Х1=М_Х2=0; М_ХВ^Л =R_1y l₁ =240 М0,06=14,4 НМм;

М_ХВ^л = R_1yМ l₁ + F_а·d₁/2=240М0,06 +263·0,032/2=18,6 НМм

Определяем реакции опор от силы F_м

?М₁=0; - F_мМl_м + R_2мМ2Мl₁ =0;

?М₂=0; - F_м(l_м+2Мl₁) +R_1мМ2Мl₁=0;

Н;

Н.

Изгибающие моменты М_Fм в характерных сечениях:

М_А= М₁=0; М₂= F_м М l_м = 466М0,065= 30,2 НМм;

М_В = F_мМ(l_м+ l₁)?R_1м Мl₁= 466М(0,065+ 0,05)?699 М0,05= 18,64 НМм

М_к=Т₁=34 НМм.

Принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.

Принимаем коэффициенты:

V=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;

К _д =1,2 - коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);

К _ф =1 - коэффициент температурныйt<100єC (табл. 9.5. /2/).

Определяем эквивалентные нагрузки:

R_{e 2}=(R_r2МVМХ+ R_аМY)МК _д МК _ф =(142·1М0,56+ 263М1,92)1,2 М1=1543 H

R_e1=R_r1·VМК _д МК _ф =746,5•1•1,2 М1=292,9 H.

Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника

20М10³ ч,

Долговечность подшипников соблюдается.

Ведомый вал

Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:

F_{цеп Г} =F_цеп·cos 60є=1995 • 0,5=998 H

F_{цеп В} =F_цеп·sin 60є=1995 • 0,866=1728 H

Принимаем l_ц=50 мм.

Определяем опорные реакции от силы F_t и F_{цеп Г}

? М₄=0; R_Г32 l₂+F_t ·l₂?F_{цеп Г}(2·l₂ + l_ц) = 0,

? М₃ =0; R_Г42l₂ ?F_t l₂?F_{цеп Г} l_ц= 0,

Определяем суммарные радиальные опорные реакции:

Н,

Н.

Для принятого подшипника С_r=33,2 кН и С₀=18,6 кН

Определяем отношение R_а/С_о=177/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22).

Так как отношение R_а/R_r4= 122/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.

Долговечность подшипников соблюдается.

12. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА

Определяем силы реакции в подшипниках т.к. симметричная схема

Принимаем l = 0,10 м

Проверочный расчет валов редуктора.

Ведущий вал редуктора.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала

Предварительно определяем рабочий коэффициент запаса прочности с нормальным напряжениям.

Предварительно назначаем материал вала т.к. средний режим работы назначаем; Сталь 40ХН.

у -1 = предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

Определяем рабочий коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

ф -1 = предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

для легированных сталей

Эффективный коэффициент касательных напряжений /1с. 165 т.8ю5/

?? = 0,97 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; /1.С.268 т. 10.17/

е_ф - 0,73 - масштабный фактор для касательных напряжений /1 с. 166 т. 8.8/

Где W_K - момент сопротивления кручению

??у = 0,27 коэффициент снижения среднего напряжения цикла

Условие выполнено.

Проверочный расчет валов редуктора.

Ведомый вал редуктора.

Предварительно назначаем материал вала: Сталь 40ХН.

у -1 = предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

для легированных сталей

К_у = 1,8 - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений (табл.8,2-8,7);

?? = 0,97 - Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

е_у = 0,65 - масштабный фактор для нормальных напряжений (табл. 8,8);

??у = 0,27 - коэффициент снижения среднего напряжения цикла;

у_т = среднее напряжение цикла нормальных напряжений;/ 1с. 164/

Определяем рабочий коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

ф -1 = предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

для углеродистых конструкционных сталей

К_ф = 1.7

?? = 0,95 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

е_т = 0,65 -- масштабный фактор для касательных напряжений (табл.8,8);

Где W_K - момент сопротивления кручению

??ф = 0,1 - коэффициент снижения среднего напряжения /1 с. 166/

Условие выполнено.

13. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ

Смазывание зубчатого зацепления.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочным способом (окупанием).

Этот способ применяют для зубчатых передач при окруженных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скорости х. Gn = 422,0 н/ммІ, х = 1,6 м/с

В соответствии с полученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 Гост 17479 4-87

Смазывание подшипников.

При окруженных скоростях х<2м/с

Полость подшипника, смазывается пластичным материалом и должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением.

Размер внутренней полости корпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ј его ширины.

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.

Выбираем для смазки подшипниковый солидол жировой Гост 1033 - 79.

14. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Посадки назначаем в соответствии с указанными данными.

Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;

посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6;

посадка полумуфты Н7/h6;

распорные втулки Н7/h6;

мазеудерживающие кольца, Н8/m8;

распорные кольца, сальники Н8/h8;

шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6;

отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.



СПИСОК ИСПОЛЬЗАВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Смолин А.И. Кинематический расчет привода. Методические указания. Курган: 1989. 22 с.

2. Ратманов Э.В. Расчет передач зацеплением. Учебное пособие. Курган, 1995. 78 с.

3. Колесников В.Н. Расчет валов. Методические указания. Курган, 1996. 25

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. 400 с.

5. Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.

6. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л.: Машиностроение, 1981. 416 с.

Размещено на Allbest.ru

...