Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ

СООБЩЕНИЯ (МИИТ)

Институт транспортной техники и

Систем управления

Кафедра «Технология транспортного машиностроения и ремонта

Подвижного состава»

Курсовая работа по дисциплине «Детали машин»

По теме: проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

Выполнил:

ст. Дмитриев В.В.

гр. ТКТ-311

Руководитель работы:

профессор Ридэль А. Э.

2014 год



Оглавление

Введение

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

2. Выбор материалов для зубчатых колёс. Назначение режимов упрочнения. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

3. Определение основных геометрических и кинематических параметров зубчатой передачи

4. Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

5. Ориентировочный (проектный) расчёт валов на кручение

6. Подбор подшипников качения

7. Подбор типов размеров муфт

8. Предварительная компоновка редуктора

9. Разработка расчетных схем нагружения валов и их проверочный расчет на прочность по эквивалентным напряжениям в опасных сечениях

10. Проверка работоспособности подшипников качения

11. Уточненный расчет валов на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту запаса

12. Расчет шпоночных соединений

13. Компоновка общего вида редуктора в двух проекциях

Заключение

Список использованной литературы



Введение

В процессе выполнения курсового проекта мы разрабатываем чертеж редуктора, дающий представление об устройстве сборочной единицы, и исходные данные для разработки рабочих чертежей для других деталей редуктора.

Следует отметить особенности расчетов, а именно - эти расчеты приближенные. При этом погрешность в таких расчетах существенно снижается при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта, выбраны нормы и рекомендации, например по выбору величин допускаемых напряжений или коэффициентов запасов прочности, материалов или расчетной нагрузки и пр.

Исходные условия:

Исполнительный механизм не проектируется

Механическую передачу разрабатываем на принципе зацепления

На параллельных осях

Цилиндрическая передача

Рабочий профиль зубьев - эвольвентный

Зубчатая передача - одноступенчатая

Исполнение - закрытое

Расположение - горизонтальное

Смазка - жидкостная, окунанием в масляную ванну

При принятых условиях основным критерием работоспособности оказывается контактная выносливость

В качестве опор валов используем подшипники качения нулевого класса точности

В качестве силового привода используем асинхронный двигатель трехфазного промышленного тока общего назначения

В качестве муфт сцепления применяем на быстроходном валу стандартную дисковую фрикционную муфту предельного момента, на ведомом валу устанавливаем упругую, компенсирующую.

Исходные данные:

Требуемая мощность на тихоходном валу р2=14,7 кВт

Частота вращения тихоходного вала n2 =760 об/мин

Синхронная частота вращения для двигателя n1=3000 об/мин

Срок службы редуктора () 18 тыс. часов

Относительная продолжительность нагрузки б1=0,3; б2=0,3; б3=0,4

Циклограмма нагрузки Схема нагрузки

Схема 1

Схема 2

привод зубчатый подшипник муфта



1. Энергетический и кинематический расчёт привода

Энергетический расчёт - выбор электродвигателя. Определяем необходимую мощность электродвигателя.

где - мощность на выходном валу. По заданию =14,7 кВт

- общий КПД привода

где - КПД зубчатой пары. При принятых условиях =0,96…0,98 для одной пары, к расчёту принимаем =0,97 (см. [1], стр.6, табл.1).

- КПД одной подшипниковой пары, при принятых условиях

по ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А160М2У3, при условии что Рн ?

dдв = 42(48) мм

Рн = 18,5 кВт

S = 2,1 %



где S% - коэффициент электромагнитного проскальзывания (см. справочник)

- синхронная частота вращения. По заданию =3000.

Кинематический расчёт привода

Определим расчётное значение передаточного числа редуктора

где

Значение согласовываем с ближайшим стандартным значением и получаем стандартное .

Определяем вращающие моменты на валах

[

где с=const для согласования размерностей.

При принятой размерности момента по справочнику с=9550.

На быстроходном валу

Принимаем к расчету =

На тихоходном валу



Принимаем к расчету = 250

Проверяем скорость на тихоходном валу

Проверяем фактическую погрешность

2. Выбор материалов для зубчатых колёс. Назначение режимов упрочнения. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Принимаю марку стали для шестерни: Сталь45Х; режим Улучшение.

для шестерни

для колеса

Пределы контактной и изгибной выносливости

Коэффициент безопасности принимаю ; (см. [1], стр.30, табл.16).

Предел прочности принимаю ; предел текучести (см. [1], стр.30, табл.16).

Необходимо определить коэффициенты долговечности и шестерни и колеса

где и - базовое число циклов

,

где - срок службы редуктора

тогда

тогда

Определяем допустимые контактные напряжения шестерни колеса

За расчетное допустимое контактное напряжение принимаем для шевронных передач:

Аналогично определяем допустимые изгибные напряжения шестерни

3. Определение основных геометрических и кинематических параметров зубчатой передачи

Расчёт начинаем с выбора коэффициента ширины колеса относительно межосевого расстояния значение для шевронных колёс принимаем в пределах. Мы принимаем .

Зная , определяем коэффициент ширины шестерни относительно диаметра

Зная коэффициент ширины шестерни и расположение зубчатых колёс относительно опор - симметричное, находим и

Из условия обеспеченности контактной выносливости поверхности зубьев определяем предварительное значение межосевого расстояния

,

где для шевронных передач

Полученное значение округляем в ближайшую сторону из ряда Ra=40 и принимаем

Расчет значения нормального модуля зацепления определяют как

2

При выборе модуля необходимо учитывать термообработку зубчатых колес и принимаем минимальное значение:

- объемная закалка - 2,0 мм;

- угол наклона зубьев

- для шевронных в'=25°ч40°

Назначаем в=30°.

Определяем суммарное число зубьев



Округляем до ближайшего стандартного значения = 95

Подбираем угол наклона зуба:

=30° 16? 37??

Число зубьев шестерни

=17cos3

11

Следовательно подрезания при нарезании зубьев не будет и коэффициент смещения будет равен нулю.

Проверка требует коррекции зубчатых передач

Число зубьев колеса;

К исполнению принимаем

По принятому числу зубьев уточняем передаточное отношение, т.е.



Делительные диаметры шестерни и колеса

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Затем проверяем величину межосевого расстояния

Ширина колеса, шестерни

Определяем полную ширину зубчатого колеса



Определяем полную ширину шестерни

4. Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

Определяем силы, действующие в зацеплении шестерни и колеса

- окружная сила

- радиальная сила , где

б=20° - делительный угол исходного контура

- осевая сила равна нулю.

Окружная скорость зацепления определяется как и далее в зависимости от V выбираем степень точности зубчатых колес (табл.19)

Назначаем степень точности зубчатых колес - степень точности 9.

Определяем действительное контактное напряжение



где - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных ?275

- коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

для шевронных передач

- коэффициент торцевого перекрытия

=0,7443

- коэффициент нагрузки (табл. 17, 20, 21)

(табл.20)

(табл.17)

(табл.21)

=496 МПа?[ ]=550 МПа.

Контактная выносливость зубчатых передач обеспечена

Проверка изгибной выносливости зубьев

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и зубчатого колеса:

Округляем до ближайшего стандартного значения

Согласно и при Х1 и Х2 значения коэффициентов формы зуба равны:

(см. [1], стр.35, табл.18).

Звено с меньшей величиной отношения является более слабым и для него далее определяют расчетное напряжение:

, где

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев.

- коэффициент нагрузки

=1,3 ( [1], табл. 17)

=1,32 ( [1], табл. 20)

=1,3 ( [1], табл. 21)

=2,231

Проверяем слабое по изгибу звено колеса:

Изгибная выносливость обеспечена.

5. Ориентировочный (проектный) расчёт валов на кручение

Этот расчет проводится при пониженных допускаемых касательных напряжениях для валов из стали 45Х.

[ф]=15ч20

Принимаем [ф]=15

Определим диаметр хвостовика ведущего вала

Полученные результаты округляем до ближайших стандартных значений из ряда Ra40.

Предварительно, под муфту принимаем:

Диаметры валов под уплотнение

Предварительно, под уплотнения (ТИП 1) принимаем:

Диаметры валов под отверстия внутренних колец подшипников

Округляем до ближайшего стандартного значения:

Диаметры валов под зубчатые колеса

6. Подбор подшипников качения

Для шевронных зубчатых передач применяем подшипники с короткими цилиндрическими роликами(ГОСТ 8328-75) для ведущего вала и радиальные шарикоподшипники для ведомого вала (ГОСТ 8338-75)

Для ведущего вала принимаем подшипник средней серии 307.

Для ведомого вала принимаем подшипник легкой серии 210.

(см. [1], стр.48, табл.23).

П307:

мм

мм

мм

мм

кН

кН

П210:

мм

мм

мм

мм

кН

кН

7. Подбор типов размеров муфт

Рекомендуется использовать упругую втулочно-пальцевую муфту(МУВП) ГОСТ 21424-75.

Типоразмер муфты выбираем по величине расчетного крутящего момента и диаметру хвостовика вала:

,

где - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки ( [1], табл.33)

Для [T]=130 Нм, d = 28 мм, Тип1, исполнение 2 - МУВП-28

Для [T]=450 Нм, d = 42 мм, Тип1, исполнение 2 - МУВП-42

8. Предварительная компоновка редуктора

По полученным размерам валов, зубчатых колес и предварительно выбранной втулочно-пальцевой муфты разрабатываем первый этап компоновки редуктора с целью приближенного определения положения зубчатых колес, полумуфты относительно опор для последующего определения реакций.

Зазор между внутренней стенкой редуктора и вращающимися колесами определим по формуле:

, где

L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передачи.

Определим толщину стенки редуктора как:

=7,16 мм

Принимаем .

Глубина гнезда подшипника .

31,5 мм

30 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимаем примерно равной диаметру отверстия под крепящий болт, высота головки которого примерно =6,3мм. Диаметр болта крепления фланцев и крышки редуктора

Принимаем dб = 8мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и внешним торцом муфты в 10 мм, далее прибавляем полумуфты. Измерением находим расстояния:



9. Разработка расчетных схем нагружения валов и их проверочный расчет на прочность по эквивалентным напряжениям в опасных сечениях

Силу давления муфты , обусловленную несоосностью валов определяют как:

, где

T1,2 - крутящий момент на данном валу.

Направление силы носит случайный характер, поэтому прикладывать ее следует в наиболее опасном направлении, в рассматриваемой схеме нагружения ее направление противоположно окружной силе .

Ведущий вал.

Для определения реакций опор , , , (Схема 3) составим уравнения изгибающих моментов относительно этих опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

В плоскости XOZ:

, отсюда

, отсюда



В плоскости YOZ:

Проверка правильности определения реакций опор:

0 = 0.

0 = 0.

Участок I

В сечении 1-1: (0?z1?a2)

при

при

Участок II

В сечении 2-2: (0?z2?a1)

при

при

при

при

Участок III

В сечении 3-3: (0?z3?a1)

при

при

при

при

Ведомый вал.

Для определения реакций опор , , , (Схема 4) составим уравнения изгибающих моментов относительно этих опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

В плоскости XOZ:

, отсюда

, отсюда

так как реакция опоры получилась отрицательной, меняем направление.

В плоскости YOZ:

Проверка правильности определения реакций опор:

0 = 0.

0 = 0.

Участок I

В сечении 1-1: (0?z1?a4)

при

при

Участок II

В сечении 2-2: (0?z2?a3)

при

при

при

при

Участок III

В сечении 3-3: (0?z3?a3)

при

при

при

при



Схема 3



Схема 4

Проверочный расчет по эквивалентным напряжениям в опасных сечениях.

По эпюрам устанавливаются опасные сечения вала, в которых и проверяется эквивалентная прочность. Таких сечений у вала два:

Под опорой B(D) - диаметр сечения

Под зубчатым колесом - диаметр сечения

, где

- эквивалентный изгибающий момент вала в опасном сечении

- суммарный изгибающий момент вала в опасном сечении.

- осевой момент сопротивления вала.

Ведущий вал.

Опасное сечение m-m:

102,5 Нм

120,31 Нм

= 4287,5 мм3 - для вала без шпонки.

Опасное сечение n-n:

158,02 Нм

170,12 Нм

= 5931,9 мм3

Ведомый вал.

Опасное сечение q-q:

301,01 Нм

391,29 Нм

= 12500 мм3 - для вала без шпонки.

Опасное сечение p-p:

Нм

356,62 Нм

14510 мм3 - для вала со шпонкой ([1], табл. 28, стр. 78)

Прочность валов по эквивалентным напряжениям обеспечена.

10. Проверка работоспособности подшипников качения

Найдем суммарную радиальную реакцию Fr в более нагруженной опоре по формуле:

Эквивалентная нагрузка:

, где

V - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (в данном случае внутреннее кольцо, V=1)

X,Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (см. [1], табл. 35, стр. 90)

X = 1

Y = 0 (при отсутствии осевой нагрузки)

- коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки (см. [1], табл. 33, стр. 89)

- температурный коэффициент (см. [1], табл. 34, стр. 89)

- коэффициент нагрузки

=0,925

Расчет долговечности подшипников проводим по общей формуле:

, где

С - динамическая грузоподъемность, (Н)

Далее оцениваем долговечность подшипников из условия, что .

18 тыс. часов.



.

Так как подшипник не достигает заданного ресурса работы, для ведомого вала применяем (из условия взаимозаменяемости) тип подшипника качения: с короткими цилиндрическими роликами П210 (ГОСТ 8328-75), для которого

Подшипники качения подобраны.

11. Уточненный расчет валов на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту запаса

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему). Из эпюры следует, что у ведущего вала опасное сечение А. Поэтому необходимо определить коэффициент запаса прочности:

где

- см. в справочнике по режиму работы данной машины

- предел выносливости при изгибе (для углеродистых сталей)

- амплитуда переменной составляющей симметричного цикла напряжений изгиба

- постоянная составляющая полного цикла напряжений (равна нулю, так как Fa=0)

- коэффициент концентрации напряжений (см. [1], табл. 29, стр. 78)

- коэффициент, учитывающий влияние размеров вала на выносливость (см. [1], табл. 30, стр. 79)

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности в проверяемом сечении (см. [1], табл. 31, стр. 79)

- коэффициент, учитывающий влияние постоянных напряжений цикла на переменные (см. [1], табл. 32, стр. 89)

- предел выносливости при кручении

- амплитуда переменной составляющей отнулевого цикла напряжений кручения

- полярный момент сопротивления вала без шпонки ( со шпонкой см. [1], табл. 28, стр. 78)

- среднее значение напряжения кручения отнулевого цикла напряжений

Ведущий вал.

Опасное сечение m-m:

Ведомый вал.

Опасное сечение m-m:

Коэффициенты запаса прочности ведущего и ведомо валов не ниже допускаемых, следовательно валы окончательно подобраны.



12. Расчет шпоночных соединений

Для передачи крутящих моментов с муфт на хвостовики и с вала на зубчатое колесо применяем призматические шпонки ГОСТ 23360-78.

Шпонку для вала подбираем по известному диаметру dк = 55 мм:

Сечение шпонки (Bh) -

Глубина паза вала = 6 мм

Глубина паза втулки= 4,3 мм

Из условия напряжения смятия найдем расчетную длину шпонки:

h - высота шпонки

[] - допускаемое напряжение смятия (для стали 120 Н/мм2)

d - диаметр вала в месте расположения шпонки

15,1 мм, то есть длина шпонки должна быть не менее 15,1 мм.

К расчетной длине прибавляем два радиуса закругления шпонки на концах, и из стандартного ряда подбираем ближайшее значение длины, при условии, что :

Шпонку, соединяющую хвостовик с МУВП-28 подбираем по dв1 = 28 мм:

Сечение шпонки (Bh) -

Глубина паза вала = 4 мм

Глубина паза втулки= 3,3 мм

Из условия напряжения смятия найдем расчетную длину шпонки:

10,7 мм.

К расчетной длине прибавляем два радиуса закругления шпонки на концах, и из стандартного ряда подбираем ближайшее значение длины, при условии, что :

Шпонку, соединяющую хвостовик с МУВП-42 подбираем по dв2 = 42 мм:

Сечение шпонки (Bh) -

Глубина паза вала = 5 мм

Глубина паза втулки= 3,3 мм

Из условия напряжения смятия найдем расчетную длину шпонки:

24,8 мм.

Из стандартного ряда подбираем ближайшее значение длины:

13. Компоновка общего вида редуктора в двух проекциях

- толщина стенки корпуса редуктора

- толщина стенки крышки редуктора

- толщина верхнего фланца корпуса

- толщина фундаментальных лап

- ширина фланца

- толщина фланца крышки редуктора

- диаметр фундаментальных болтов (при )

- диаметр болта, стягивающий крышку и корпус

- диаметр штифта

- ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса редуктора



Заключение

В процессе выполнения курсового проекта мы научились разрабатывать чертеж редуктора, дающий представление об устройстве сборочной единицы, и исходные данные для разработки рабочих чертежей для других деталей редуктора.



Список использованной литературы

1. Иванов М.Н., Финогенов В.А., Детали машин, М., «Высшая школа», 2002.

2. Шелофаст В.В. Основы проектирования машин, изд. АПМ, М., 2002.

3. Логин В.В. Расчёт механического редуктора, Методические указания, №1154 или №1579.

4. Дунаев П.Ф., Леликов Л.П. Конструирование узлов и деталей машин. Изд. Центр «Академия», М., 2004.

5. Дунаев П.Ф., Леликов Л.П. Детали машин. Курсовое проектирование, М., Машиностроение, 2002.

6. Миловидов Ю.И., Ридэль А.Э., Филимонов В.М., Подшипники качения, М., 2005.

Размещено на Allbest.ru

...