Расчет зубчатой передачи
Требуемая мощность электродвигателя. Материалы для изготовления шестерни и колеса. Расчет допустимого напряжения на изгиб и параметров передачи. Определение размеров зубьев колеса и шестерни. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 03.10.2013 |
| Размер файла | 286,2 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Основы проектирования и конструирования
1. Выбор электродвигателя
Требуемую мощность электродвигателя определяют по расчетной номинальной нагрузке.
,
где - КПД привода (табл. 1 приложения), рассчитывается на основе рассмотрения кинематической схемы (рис. 1 в задании на проектирование);
P2 - мощность на выходе редуктора.
Коэффициент полезного действия определяется как:
=м пп2 зп,
где м - кпд муфты;
пп - кпд пары подшипников;
зп - кпд зубчатой передачи.
По таблице 1 (см. приложения) определяем КПД:
= 0,98 · 0,992 · 0,96 = 0,922
По таблице 2 приложений определяем тип двигателя: 4A100L4Y3.
Для одноступенчатого редуктора передаточное отношение должно быть U = 2…6.
Передаточное отношение редуктора определяется по выражению:
,
Частота вращения двигателя под нагрузкой рассчитывается как:
nэ = nс (1 - S/100),
n1 = nэ = 1500 (1 - 4,7/100) = 1429,5 об/мин
тогда:
В соответствии со стандартом стран СЭВ передаточное число округляем до 4,00.
Крутящий момент, передаваемый валом определяется из условия:
ведущего: , Нм;
= 21,7 Нм
ведомого: , Нм.
Нм.
2. Расчет зубчатой передачи
2.1 Выбирают материалы для изготовления шестерни и колеса
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.
Возьмем I - т.о. колеса - улучшение, твердость 235…262 НВ; т.о. шестерни улучшение, твердость 269…302 НВ. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45,40Х, 40ХН, 35ХМ и др.
2.2 Расчет допустимого напряжения на изгиб
Допустимое напряжение на изгиб определяется по выражению:
,
где [у]F - допустимое напряжение на изгиб, МПа;
уF.lim - предельное напряжение на изгиб (табл. 5), МПа;
КFL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;
КFС - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего нагружения (принять равным 0,7);
SF - коэффициент запаса прочности (для цементированных зубчатых колес - 1,55, для остальных - 1,7);
Коэффициент долговечности КFL, определяется по выражению:
, (8)
где NF0 - базовое число циклов (для стали 4•106);
NFЕ - эквивалентное число циклов.
Эквивалентное число циклов определяется из условия:
NFЕ = 60•п1•t - для шестерни; (9)
NFЕ = 60•п2•t - для колеса, (10)
где t - суммарное время работы передачи (20000), ч.
NFЕ = 60·1429,5·20000=1715400000 - для колеса
NFЕ = 60·350·20000=420000000 - для шестерни
=0,36 - для колеса
=0,46 - для шестерни
Так как получается КFL< 1, то для дальнейших расчетов принимается КFL = 1.
- для колеса
- для шестерни
Рассчитаем допустимое контактное напряжение для колеса:
,
,
NНЕ = 60•п2•t.
NНЕ = 60·350·20000=420000000
Т.к. КHL < 1 то примем его равным 1.
МПа
2.3 Расчет параметров передачи
Окружную скорость колеса определяется по выражению:
Так как V < 3 м/с, передача выполняется прямозубой
Межосевое расстояние передачи определяется из условия:
КН = КНн + КНв + КНб
,
КН = 1,15+1,0056+1,0196=3,17
Округляем до ближайшего большего значения из единого ряда (в соответствии со СТ СЭВ) 117=>125 при твердости зубьев НВ ? 350 модуль зубьев определяется из соотношения = 0,01…0,02 или m = аw•(0,01…0,02) m = 125•(0,01…0,02)=125*0,015=1,875 выбираем модуль из ряда и получаем 1,875=>2.
Сумма зубьев шестерни и колеса определяется из условия:
Так как мы выполняем расчеты для прямозубой передачи, то cos в=1. Тогда:
Число зубьев шестерни находят по выражению:
.
Число зубьев колеса составит:
Z2 = ZУ - Z1
Z2 = 125 - 25=100
Фактическое передаточное отношение составит:
Отклонение передаточного отношения определяется по выражению:
Так как отклонение передаточного отношения не превышает 4%, то принимаем за окончательное.
2.4 Определение размеров зубьев колеса и шестерни
Высота головок зубьев определяется по выражению:
мм
Высота ножек зубьев определяется по выражению:
мм
Высота зубьев:
мм.
Делительный диаметр шестерни определяется по выражению:
мм = 0,05 м
Диаметр по вершинам зубьев шестерни:
мм
Диаметр по впадинам зубьев для шестерни:
мм
Делительный диаметр колеса:
мм
Диаметр по вершинам зубьев колеса:
мм
Диаметр по впадинам зубьев для колеса:
мм
Рабочая ширина зубчатого венца колеса рассчитывается по выражению:
мм
Ширина шестерни при этом составляет:
мм
Рис. 1. Параметры зубчатых шестерни и колеса
Уточняем межосевое расстояние:
мм
Окружная скорость шестерни составляет:
.
Выбираем 8 степень точности.
2.5 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
Расчетное контактное напряжение определяется по выражению:
Так как расчетное напряжение ун меньше допустимого [у]н в пределах 15…20% то ранее принятые параметры принимают за окончательные.
2.6 Силы в зацеплении
Рассмотрим основные силы, возникающие в зацеплении (рис. 2). Окружная сила определяется по выражению:
, Н
Н
Радиальная сила определяется по выражению:
, Н
Рис. 2. Силы в зацеплении
Радиальная сила определяется по выражению:
Н
Осевая сила определяется по выражению:
, Н
Н
2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба для:
зубьев колеса:
где КF = КFv•КFв•КFб - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;
КFv=1,3
КFв = 0,18 + 0,82• 1,02=1,0164
КFб = К0Hб=1,07
КF =1,3*1,0164*1,07=1,41
YFS=3,59
Yв=1
Yе = 1
- для колеса
- для шестерни
2.8 Проектный расчет вала
При определении диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на чистое кручение по допускаемому напряжению [фк] = 20 МПа (Н/мм2).
Диаметр ведущего (быстроходного) вала редуктора определяется как:
мм.
мм
Полученное значение округляем до 18 по ГОСТ 6636-96.
Так как 2dB1> dш1 то выполняют вал-шестерню.
Диаметр вала под подшипниками:
dп1 = dВ1 + 5 мм
dп1 = 18 + 5=23 мм
Округляем значение до ближайшего большего значения из стандартного ряда подшипников.
23=>24
Диаметр вала под шестерней:
dш = dп1 + 5 мм
dш = 24 + 5=29 мм
Диаметр ведомого (тихоходного) вала редуктора определяется как:
мм
Диаметр вала под подшипниками:
dп2 = dВ2 + 5
dп2 = 28+ 5=33 мм
Диаметр вала под колесом:
dк = dп2 + 5
dк = 33+ 5=38 мм
Рисунок 3 - Эскиз валов редуктора: а - быстроходного, б - тихоходного
2.9 Выбор шпоночных соединений
Шпонки предназначены для передачи крутящих моментов от вала к находящейся на нем детали или наоборот.
Параметры шпонки (bЧh) выбираем в зависимости от диаметра вала (dк, dш, dВ1, dВ2).
Длины призматических шпонок l выбирают с учетом ширины шестерни и колеса (она должна быть меньше длины шестерни, колеса на 5…10 мм) из следующего стандартного ряда: 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200 мм.
Выбранные параметры шпонок необходимы будут в дальнейших расчетах коэффициентов запаса прочности валов. Данные по выбору шпонок заносим в таблицу 1.
Параметры шпонок валов
|
Размеры, мм |
Быстроходный вал |
Тихоходный вал |
||||
|
Под шкивом |
Под шестерней |
Под шкивом |
Под колесом |
|||
|
Диаметр вала, d |
18 |
29 |
28 |
38 |
||
|
Шпонка |
Ширина, b |
6 |
8 |
8 |
12 |
|
|
Высота, h |
6 |
7 |
7 |
8 |
||
|
Глубина паза, t |
3,5 |
4 |
4 |
5 |
||
|
Длина, l |
28 |
50 |
28 |
50 |
2.10 Проверочный расчет валов редуктора
На заключительном этапе проектирования редуктора необходимо провести проверочные расчеты его валов на прочность.
Однако на практике в основном ограничиваются расчетом тихоходного (ведомого) вала как наиболее нагруженного различными силовыми факторами (силами, моментами сил, возникающих в зацеплении). Проверочный расчет вала выполняют для определения расчетного коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала. Он выполняется по всем правилам механики и сопротивления материалов, с обозначением соответствующих усилий, действующих на него в различных плоскостях и направлениях. На расчетных схемах тихоходный вал в подшипниковых узлах представляется в виде балки (бруса), закрепленный в опорах.
l1 = b1 + 10 + bn
l1 = 58,17 + 10 + 15 = 83,17
2.11 Определение реакций опор
Рис. 4. Схема сил, действующих на опоры ведомого вала
- в плоскости YOZ:
; ;
Знак «-» в полученном значении реакции опоры означает, что действительное направление реакции опоры противоположно предварительно заданному.
Проверка: .
- в плоскости ХOZ:
; ;
R1г= R2г так как l1=l2
Проверка: .
Суммарные (полные) реакции опор:
При расчете изгибающих моментов определяется «опасное» (критическое) сечение вала как наиболее нагруженное, расчетное напряжение в котором принимается в качестве определяющего для определения коэффициента запаса по прочности вала в целом. Расчетная схема вала приведена на рис. 5.
Крутящий момент численно равен вращательному:
Мк = Т, Нм.
Из рассмотренных эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:
I-I - место установки зубчатого колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, осевой силой; концентратор напряжений - посадка с натягом колеса на вал;
II-II - место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, осевой силой; концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал;
III-III - место установки полумуфты на вал: сечение нагружено крутящим моментом, концентратор напряжений - шпоночное соединение на концевом участке вала.
Сечение I-I
Изгибающие моменты:
- в плоскости XOZ
М1г = R2г10-3, Н•м;
М1г = 434•10-3=18 Н•м
- в плоскости YOZ слева от сечения
М1вл = R1в10-3 Н•м
М1вл = 15810-3= 6,55 Н•м
- в плоскости YOZ справа от сечения
M1вп = R2в10-3 Н•м
M1вп = 158 10-3 = 6,55 Н•м
- момент от консольной силы
М1кон = R1к10-3 Н•м
Радиальная реакция опор
Ср =180*Тн1/3=180*17201/3=2157 Н
Радиальная сила Fk на валу упругой шуфты
Fk= Ср*?=2175*0,25=539 Н
Реакция силы
R2k =Fk(l+l2)/l=539*(83+36,5)/83=776 Н
R1k = Fk*l2/l =539*36,5/83=237 Н
Внешняя осевая сила
М1кон = 23710-3 = 9,8 Н•м
Определяем силовые факторы для опасных сечений.
Суммарный изгибающий момент
, Н•м
Н•м
Крутящий момент Мк1 = Мк Н•м.
Осевая сила Fа1 = Fa =0 Н.
Сечение II-II
Изгибающий момент М2 = М2кон = 10-3*539*36,5 = 19,67 Н•м
Крутящий момент М2к = Мк, Н•м.
Осевая сила Fа2 = Fa = 0 Н
Сечение III-III
Крутящий момент Мк3 = Мк, Н•м.
Расчеты далее ведем для сечения I-I как наиболее нагруженного.
Сечение I-I (со шпоночным пазом)
Момент сопротивления W при изгибе рассчитывается по формуле:
, мм3.
мм3.
Момент сопротивления Wк при кручении рассчитывается по формуле:
, мм3
мм3.
Площадь А вычисляют по нетто-сечению:
, мм3
мм3
Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) у1 рассчитывается по формуле:
Напряжение кручения ф1 рассчитывается по формуле:
Запас прочности по нормальным напряжениям определяется как:
Запас прочности по касательным напряжениям определяется как:
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Статическая прочность вала обеспечивается при условии:
S ? [ST] = 1,3…2.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимальное значение которого принимают в диапазоне [S] = 1,5…2,5.
Определяем амплитуды напряжений и средние значения циклов:
, МПа
МПа
, МПа
МПа
, МПа
Коэффициенты снижения предела выносливости:
.
.
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
.
Коэффициент влияния асимметрии цикла:
Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:
Учитывая повышение требования к жесткости редукторов валов, рекомендуется обеспечить S = 2,5…4. При таких значениях коэффициента запаса можно не проводить специальных расчетов на жесткость.
электродвигатель шестерня колесо напряжение
Литература
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.1. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1978. - 728 с.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.2. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1978. - 559 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.3. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1978. - 557 с.
4. Гузенков Н.Г. Детали машин. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1982. - 351 с.
5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. - М.: Издательский центр «Академия», 2004. - 496 с.
6. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин: Курсовое проектирование. - М., 1975.
7. Приводы машин: справочник/ Под общ. ред. В.В. Длоугого. - 2-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение; Ленингр. отд-ние, 1982. - 383 с.
8. Проектирование механических передач: учеб.-справ. пособие для втузов/С.А. Чернавский, Г.А. Слесарев, Б.С. Козинцев и др. - 5-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.
9. Решетов Д.Н. Детали машин. М., 1989. - 496 с.
10. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейччик Н.Н., Детали машин и основы конструирования. - Мн: выш. шк., 2006. - 560 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Выбор электродвигателя: порядок расчета требуемой мощности и других параметров. Обоснование выбора зубчатой передачи: выбор материалов, расчет допустимого напряжения и изгиба, размеров зубьев колеса и шестерни, проверочный расчет валов редуктора.
курсовая работа [940,8 K], добавлен 11.01.2013Кинематический расчет привода: требуемая мощность электродвигателя, передаточные числа. Расчет цилиндрической зубчатой передачи: выбор материала, модуль зацепления. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса. Параметры конической зубчатой передачи.
контрольная работа [163,3 K], добавлен 18.06.2012Выбор электродвигателя и энергокинематический расчет. Расчет зубчатой передачи редуктора. Определение числа циклов перемены напряжений. Определение размеров передач. Проверка на выносливость по контактным напряжениям. Расчет открытых зубчатых передач.
курсовая работа [67,6 K], добавлен 01.09.2010Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет плоскоременной передачи, валов и зубчатых колес одноступенчатого цилиндрического редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса. Выбор подшипников и сорта масла.
курсовая работа [163,3 K], добавлен 17.09.2011Классификация зубчатых колес по форме профиля зубьев, их типу, взаимному расположению осей валов. Основные элементі зубчатого колеса. Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи. Измерение диаметра вершин зубьев колеса.
презентация [4,4 M], добавлен 20.05.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет, требуемая мощность. Подбор материала и назначение термообработки, допустимые контактные напряжения зубчатой передачи. Определение сил в зацеплении. Вычисление параметров переменной передачи. Расчет валов.
курсовая работа [457,0 K], добавлен 13.10.2011Обоснование выбора электродвигателя для зубчатой передачи по исходным данным. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи, конструктивных размеров и материала шестерней колеса. Проверка материала на контактную прочность. Определение диаметра вала.
контрольная работа [642,2 K], добавлен 15.12.2011Расчет зубчатой передачи на сопротивление контактной и изгибной усталости. Уточнение коэффициента нагрузки. Определение фактической окружной скорости, диаметров отверстий в ступицах шестерни и колеса, угла наклона зуба, допускаемых напряжений изгиба.
контрольная работа [174,9 K], добавлен 22.04.2015Цилиндрическая прямозубая передача, вращательное движение шестерни и колеса. Предварительный выбор двигателя. Расчет мощности двигателя. Передаточное число редуктора. Расчет размеров цилиндрической прямозубой передачи. Расчет шариковинтовой передачи.
контрольная работа [831,6 K], добавлен 12.11.2012Расчет второй ступени редуктора. Выбор материала шестерни и колеса. Определение допускаемых напряжений. Геометрический расчет зубчатых колес. Проектировочный расчет конической зубчатой передачи. Проектировочный и проверочный расчет деталей и узлов.
курсовая работа [803,9 K], добавлен 17.10.2013Кинетический расчет привода. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверка передачи на контактную выносливость. Определение геометрических размеров колеса и шестерни. Выбор способа установки подшипников. Компоновка и разработка чертежа редуктора.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 22.09.2010Кинематический расчет привода ленточного конвейера. Определение допустимого контактного напряжения, конструктивных размеров шестерни и колеса. Компоновка и сборка горизонтального цилиндрического косозубого редуктора. Проверка долговечности подшипника.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 20.01.2016Кинематический и энергетический расчет привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор параметров плоскоременной передачи. Выбор способа упрочнения зубьев шестерни и колеса. Проектирование крышек подшипников. Разработка технического проекта редуктора.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 26.05.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Параметры клиноремённой передачи. Этапы расчета зубчатой передачи. Предварительное проектирование валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка деталей.
курсовая работа [433,5 K], добавлен 19.11.2014Расчет привода общего назначения в составе одноступенчатого цилиндрического редуктора с прямыми зубьями и цепной передачи. Кинематический расчет и выбор электродвигателя, зубчатой передачи. Проверка зубьев и валов по контактным и изгибным напряжениям.
контрольная работа [329,6 K], добавлен 03.04.2018Расчет и нормирование точности зубчатой передачи. Выбор степеней точности зубчатой передачи. Выбор вида сопряжения, зубьев колес передачи. Выбор показателей для контроля зубчатого колеса. Расчет и нормирование точностей гладко цилиндрических соединений.
контрольная работа [44,5 K], добавлен 28.08.2010Определение мощности электродвигателя, кинематический расчет привода. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Эскизная компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников качения.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 09.07.2012Определение количества зубьев планетарной прямозубой цилиндрической передачи, ее проверка на выносливость. Подбор материалов для шестерни и колеса редуктора двигателя ТВД-10, вычисление их размеров. Проектирование валов, расчет болтового соединения.
курсовая работа [265,0 K], добавлен 19.02.2012Выбор электродвигателя и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Уточненный расчет валов на статическую прочность. Определение размеров корпуса редуктора. Выбор смазки зубчатого зацепления. Проверочный расчет шпонок.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 12.12.2009Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Расчет клиноременной передачи. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Посадки зубчатого колеса и звездочки.
курсовая работа [298,5 K], добавлен 22.08.2013
