Расчёт зубчатых передач редуктора общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королева (национальный исследовательский университет)

Контрольная работа

на тему: Расчёт зубчатых передач редуктора общего назначения

Выполнил:

Николаев И.В.

Самара 2012



Содержание

Введение

1. Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1 Расчет мощности на валах

1.2 Подбор электродвигателя

1.3 Определение общего передаточного отношения

1.4. Определение частоты вращения на валах

1.5 Определение крутящих моментов на валах

2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.4 Расчет быстроходной цилиндрической передачи 2 ступени

2.4.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи.

2.4.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.4.3 Расчет передачи на усталость по изгибу

2.4.4 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

2.5 Расчет конической передачи 1 ступени

2.5.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи

2.5.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.5.3 Расчет передачи на усталость по изгибу

2.5.4 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

3. Определение диаметра валов и подбор подшипников качения



Кинематическая схема редуктора

Рисунок 1 - Кинематическая схема механизма.

Мощность на выходном валу Рвых = 7 кВт

Частота вращения выходного вала nвых =400 об/мин

Расчетная долговечность th = 35000 ч

Привод работает с легкими толчками. Привод изготавливается в индивидуальном порядке. Завод-изготовитель имеет широкие возможности для штамповки, ковки, литья (стального и чугунного) и различных видов термической и термохимической обработки.

Питание электромотора от сети трехфазного тока напряжением 220/380В.



Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.

Зубчатые передачи в современной промышленности имеют большое значение. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике. В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта. Расчет осуществляется в трёх вариантах. Это необходимо для выбора оптимального подбора зубчатых колёс.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и, поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.



1. Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1 Расчет мощности на валах

Мощность на входном валу:

где - КПД редуктора;

где - КПД цилиндрической передачи.

- КПД конической передачи.

Принимаем .

Мощность двигателя подбирается исходя из условий:

1.2 Подбор электродвигателя



Тип двигателя	Мощность, кВт	Частота вр. об/мин	, мм
4А132М2 У3	11	3000		2,2

d₁=32 мм = d_эл.дв

Тип двигателя: 4А132М2 У3

1.3 Определение общего передаточного отношения

Согласно заданию имеем частоту вращения валов:

n_вх = n_эл.дв = n₁=3000 мин^-1

n_вых= n₃ = 400 мин^-1 ,

где n_вх - частота вращения входного вала,

n_вых - частота вращения выходного вала.

Общее передаточное число привода:

U_пр = = = 7,5

где U_пр - передаточное число привода.

Передаточное отношение редуктора

U_пр= U₁ ·U₂

где U1- передаточное число первой конической ступени,

U2 - передаточное число второй цилиндрической ступени.



Передаточное отношение конической ступени:

U₁=0,9*2,5

Передаточное отношение цилиндрической ступени:

U₂ = 3

1.4 Определение частот вращения валов редуктора

Определяем частоту вращения промежуточного вала исходя из передаточного отношения:

n₂ = = 1200 мин^-1

1.5Определение крутящих моментов на валах

крутящий момент на валу I:

Т₁ = 9,55 · 10^{6 ·} = 9,55· 10⁶ = 25446,6 Н·мм.

крутящий момент на валу II:

Т₂ = 9,55 · 10^{6 ·} = 9,55· 10⁶ = 58016,25 Н ·мм.

крутящий момент на валу III:

Т₃ = 9,55 · 10^{6 ·} = 9,55· 10⁶ = 167125 Н ·мм.



2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

Для всех зубчатых колес редуктора выбираем конструкционную сталь 45 с химико-термической обработкой - улучшение, заготовка - штамповка. Принимаем НВ1 = 230 для шестерни, НВ2 = 200 для зубчатого колеса.

Марка стали	Вид термообработки	Твердость зубьев
		на поверхности	в сердцевине	750	450
45	Улучшение		HB 200 - 240

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:

[у_H]_i = ·K_HLj

где j - номер зубчатого колеса,

?_{H limb} - базовый предел выносливости.

?_{H limb1,3} = 2 HB₁ + 70 = 2·230 +70 = 530 МПа.

?_{H limb2,4} = 2 HB₂ + 70 = 2·200+70 = 470 МПа.

При улучшении и повышенных требованиях к надежности коэффициент безопасности по контактным напряжениям следует выбрать большим. Однако это приведет к увеличению массы конструкции. Поэтому принимаем S_H = 1,2.

KHLj - коэффициент долговечности, определяется по формуле:



K_HLj =

где:

NHOj - базовое число циклов перемены напряжений, т.к. материал имеет HRС < 56, то согласно рекомендации:

N_HO1,3 = 30 · HB^2.4 = 30 · 230^2.4 = 13,972 ·10⁶

N_HO2,4 = 30 · HB^2.4 = 30 ·200^2.4 = 9,99 ·10⁶

NHЕj - расчетное число циклов при переменном режиме, определяется по формуле:

NHЕj ??60?Cj ?nj ?th,

где Cj - число зацеплений каждого колеса за 1 оборот, j - номер режима, кинематический энергетический расчет редуктор

тогда: С1 = С2 = С3 = С4 = 1

NHЕ1 ??60?1?3000?35000 ??6,3·10⁹

для колес z₂ и z₃:

NHЕ2= NHЕ3 ??60?1?1200 ?35000 ?2,52?109

для колес z₄:

NHЕ4= 60?1?400 ?35000 ??0,84 ?10⁹

Определим коэффициент долговечности , где - номер зубчатого колеса:



Определим допускаемые контактные напряжения по формуле:

[]_j = ·K_HL

[]_1,3 = ·K_HL = ·1,0 = 441,6 МПа.

[]_2,4 = ·K_HL = ·1,0 = 391,6 МПа.

В качестве расчетного значения []?выбираем меньшее из полученных:

[] = []_2,4 = 391,4 МПа.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для зубчатых колёс определим по формуле:

[] = ·K_FL ·K_FC

?Flimb j - базовый предел выносливости по изгибу.

SFj - коэффициент безопасности.

KHLj - коэффициент долговечности,

Согласно рекомендации [1] определяем ?Flimb и SF:

= 1,8 · HB₁ = 1,8 ·230 = 414 МПа.

= 1,8 ·НВ₂ = 1,8 ·200 = 360 МПа.

SF ?1,7 ?2,2, принимаем S_F1,2,3,4 ?1,7.

Базовое число циклов N_F0 ??4?106

Расчетное число циклов перемены напряжений определим по формуле: N_FEj ??60?Cj ?nj ?th,

для колеса z1:

N_FE1 ??NHЕ1 ??60?1?3000?35000 ??6,3·10⁹

для колес z2 и z3:

N_FE2 ??N_FE3 ?? NHЕ2= NHЕ3 ??60?1?1200 ?35000 ?2,52?109

N_FE4 ?? NHЕ4= 60?1?400 ?35000 ??0,84 ?10⁹.

Так как N_FE1,N_FE2,N_FE3,N_FE4 >NFO , то K_FL1 =?K_FL2 =?K_FL3 =?K_{FL4 =}1

Поскольку зуб работает одной стороной, то K_FL1 =?K_FL2 =?K_FL3 =?K_{FL4 =}1

Определяем []:

[]₁ = ·K_FC·K_FL= · 1·1 = 243,53 МПа.

[]₂= ·K_FC·K_FL = ·1·1 = 185,9 МПа.

В качестве допускаемых напряжений изгиба для передачи принимаем меньшее значение из двух полученных:

[]₁= 391,4 МПа.

[]₁ = = 185,9 МПа.

2.4 Расчет цилиндрической передачи (2-я ступень)

2.4.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи

Определяем межосевое расстояние:



где .

Рассчитываем геометрические параметры колес: рабочая ширина колеса:

.

задаем коэффициент формы зуба эквивалентного колеса согласно [1]:

торцевой модуль

округляем по ГОСТ, но не меньше m_min = 1,5 мм

Принимаем модуль m = 1,5 мм.

где - предварительно принятый коэффициент формы зуба.

Для седьмой степени точности .

Число зубьев шестерни:

Тогда число зубьев колеса:

.

Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого:



Погрешность:

.

Уточняем размеры диаметров делительных окружностей:

.

Определяем межосевое расстояние:

.

2.4.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Проверим зубчатую передачу на выносливость от действия контактных напряжений

z_У===0,875

· шестерни:

d₃ = 73,5 мм.

d_a3 = d₃+2m = 76,5

d_f3 = d₃-2,5m = 69,75

d_b = d₁ ·cos б = 69,07

· колеса:

d₄ = 220,5 мм

d_a2 = d₂ +2m = 223,5

d_f4 = d₄ - 2,5m = 216,75

d_b4= d₄·cos б = 162 ·cos 20 = 207,2

Уточним величину коэффициента динамической нагрузки [1]. Для этого рассчитываем окружную скорость в зацеплении:

V= = = 4,62 м/с

и назначаем 7-ю степень точности [1].

коэффициент динамической нагрузки Kv = 1,35

K_Hб=1

K_в=1,15 по таблице №7

K_в=1

К_v-коэффициент динамичности

К_v=1,45

К_н= K_Hб K_в К_v=1 1 1,45=1,45

Коэффициент торцевого перекрытия E_б определим по формуле:

E_б = (z₃ ·tgбa₃ + z₄·tgбa₄ - (z₃+z₄)tga_w)

E_б = ( 49·0,541 + 147·0,433 - (147+49)·0,364) = 1,7.

? []

у_н=275 z_н z_У ;

Т₁-проектный расчет

Т₁=58016,25 (Н мм)

К_н=1,6

U===3

Принимаем

у_н=275 1,764 =370,9 Мпа ? []=391,4 Мпа

2.4.3. Расчет на усталость по изгибу

? [];

Y_F3=3,62

Y_F4=3,6

у_F3=? []₁ ;

у_F4 = у_F3? []₂ ;

у_F3==46,91?[]₁=185,9 МПа

у_F4 =46,91=46,65 Мпа ? []₂ = 185,9 МПа

2.5 Расчет конической передачи

2.5.1Определение основных геометрических параметров конической передачи

N_E1=60 n₁ c t_h K_HE

N_E2=60 n₂ c t_h K_HE

K_HE=1

N_E1=60 3000 1 35000 =6,3⁹

N_E2=60 1200 1 35000 =2,52 ⁹

[]₁=441,6 МПа

[]₂=391,6 Мпа

[]_min=[]₂=391,6 Мпа

Проектный расчет

d_m1=K_d2;

U=U₁=2,5

K_d=77 т.к. 7 степень точности,

^'=1,5

ш_вd==0,5

d_m1=77=69,4мм

в_w==0,569,4=35

ш_вd==0,5,следовательно К_в^°=1,25 табл.6

К_в=0,5(К_в^°+1)=0,5(1,25+1)=1,125

К_н= К_нК_вК_v=1,25

Определяем модуль:

m_te=

K_F= K_F К_вK_v=0,911,1251.45=1,48

m_te==0,78 мм



Примем m_te=2 мм

z₁==69,4/2=35

z₂= z₁U₁=35

U_1ср==88/35=2,5 погрешность 0%

U₁₌=2,5

U₁₌1,5

tgд₁==1/2,5=0,4,следовательно д₁=21,8

д₂=90-21,8=68,2

m_tm= m_nm=2,5 мм

R_e===1,48

d_m1= m_tm=1,75 35=61

d_m2= m_tm=1,7588=154

d_e1= m_te=2

d_e2= m_te=2

tgиa= следует, что иa=1,35

tgи_f= ==1,62

д_a1=д₁+иa=21,8+1,35=23,15

д_a2=д₂+иa=68,2+1,62=69,82

д_f1=д₁+иf=21,8-2.29=19,51

д_f2=д₂+иf=68,2-2,29=65,91

d_ae1=d_e1+2cos₁=70+22cos21,8=73,7

d_ae2=d_e2+2cos₂=176+2

B₁=0,5d_e2-sin₁=0,5

B₂=0,5d_e1-sin₂=0,5

2.5.2 Проверочный расчет передачи

z_v1==Y_F1; z_v2==Y_F2;

= 275 · z_H ·z_E · ?[]₁=391,4 МПа

= 275 ·1,764· = 354,08 МПа

= ? []₁

у_F1==85,38? []₁

= ? []₂

у_F1==84,23? []₂



3. Определение диаметра валов и подбор подшипников качения

Определение диаметра вала:

D_i,где

d₁=d_эл.дв=40 мм

d₂=25мм

d₃=35мм

ГОСТ 831-75

Размещено на Allbest.ru

...