Размещено на http://www.allbest.ru/

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра Машиноведение и основы конструирования

КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

Проектирование узла привода

Студент Качко М.И. Группа 33325/2

Преподаватель Полонский В.Л.

Санкт-Петербург 2017



Содержание

Исходные данные

1. Энерго-кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД привода

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

1.3 Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода (с таблицей результатов ЭКР)

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Проектный расчет передачи (по критерию контактной выносливости)

2.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

2.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

2.4 Проверочные расчеты для режима кратковременных перегрузок

2.4.1 По максимальным контактным напряжениям

2.4.2 По максимальным напряжениям изгиба

2.5 Выбор материалов и назначение режимов термообработки

3. Проектирование узла привода

3.1 Проектный расчет промежуточного вала и предварительный выбор подшипников качения

3.2 Основные размеры элементов узла привода и его конструктивная проработка

3.3 Силовая схема привода (в аксонометрическом изображении)

3.4 Определение опорных реакций вала

4. Проверочный расчет подшипников качения

5. Проверочный расчет промежуточного вала

6. Проверочный расчет шпоночных соединений

7. Выбор смазочных материалов

8. Построение полей допусков для соединений основных деталей

Литература

Исходные данные

вал подшипник качение перегрузка

Крутящий момент на валу III, Нм	1300
Частота вращения вала I, об/мин	800
Частота вращения вала III, об/мин	70
Отношение передаточных чисел U1-2/U3-4	1,3
Твердость шестерен	250НВ
Ресурс, час	4000
Отношение делительных диаметров, мм.	0,6
Отношение ширины	1,3
Угол наклона линии центров , рад	0
Номер варианта режима нагружения	10

Рис. 1 Кинематическая схема привода

N	10
б1	0,5
б2	0,5
б3	0
в1	1
в2	1
в3	2,4



1. Энерго-кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД привода

где - потери в зубчатой передаче быстроходной ступени;

=0,97- потери в зубчатой передаче тихоходной ступени;

_ПК= 0.99 - потери одной пары подшипников качения;

- потери на разбрызгивание смазки из-за малой окружной скорости колес - не учитываются;

1.2 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

С учетом заданного отношения передаточных чисел (u_б/u_т=1,3), имеем:

Тогда передаточное число быстроходной ступени привода будет равно:



1.3 Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода (с таблицей результатов ЭКР)

Мощность, снимаемая с вала III (полезная мощность привода):

Мощность на валу I:

Мощность, подводимая к шестерне 3 (на валу II):

Частота вращения и угловая скорость вала I:

Частота вращения и угловая скорость вала II:

;

Частота вращения и угловая скорость вала III:

Момент на валу I:

Момент на валу II:

Момент на валу III:

Результаты энерго-кинематического расчета сводим в табл.2.

Таблица 2

Результаты энерго-кинематического расчета

№ вала	ui	ni, об/мин	щi 1/с	Тi, Нм	Ni, Вт	Потери
I		800	83,7	125,97		0,98•0,992
II		210,5	22,03	459,73
						0,97•0,99
III		70	7,3	1300



2. Расчет косозубой зубчатой передачи

Основные причины отказа зубчатых передач:

1. Поверхностное разрушение зубьев

- усталостное выкрашивание (при длительной работе передач);

- пластическое обмятие поверхности зубьев (при кратковременных перегрузках);

- изнашивание зубьев (при длительной работе);

- заедание (при кратковременных перегрузках);

2. Объемное разрушение зубьев (поломка)

- усталостная поломка (при длительной работе);

- статическая поломка (при кратковременных перегрузках);

2.1 Проектный расчет передачи

Задача расчета: определение геометрических размеров передачи (по условию недопустимости усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев); Критерий работоспособности: контактная выносливость поверхности зубьев; Условие расчета: ,

где у_Н - действующие (расчетные) контактные напряжения, МПа; [у_Н] - допускаемые контактные напряжения, МПа;

Рис. 2 Схема нагружения зубьев при расчете по контактным напряжениям

Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения (шестерни и колеса) определяются из выражения: где у_H0i - предел контактной выносливости при нулевом цикле изменения напряжений: R=0, МПа; s_H = 1,1- коэффициент безопасности в случае улучшения (нормализации); К_HLi - коэффициент долговечности колес; (i =1 - для шестерни, i =2 - для колеса);

Для колес с улучшением (нормализацией), при твердости зубьев 250HB, пределы контактной выносливости равны:

HB₁= 250 HB₂= HB₁-(30…40)=250-30=220

МПа;

Коэффициенты долговечности колес:

где m - показатель степени кривой усталости: при расчете на контактную выносливость m=6; i=1,2;

Базовое число циклов N_H0i можно определить по формуле:

[2,с 270]

Базовые числа циклов нагружений зубьев колес:

N_HEi - эквивалентное число циклов нагружений зубьев:

;

где ni - частоты вращения колес, об/мин; с - число зацеплений зуба за один оборот колеса (с - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, т.е. с=1); t - заданный ресурс, час; в_j и б_j - параметры заданного нерегулярного (нестационарного) режима работы;

Для шестерни: N_HE1 = 60•800•1•4000•(1³•0,5+1³•0,5+2,4³•0) = 192•10⁶

Для колеса: N_HE2 = 60•210,5•1•4000•(1³•0,5+1³•0,5+2,4³•0)=50,5?10⁶

Коэффициенты долговечности колес:

- шестерни: ; примем

-колеса: примем

Допускаемые контактные напряжения колес:

- шестерни: ;

-колеса:

Расчетное значение допускаемого напряжения [у_Н] определяется:

Условие [у_Н] ? 1,25[у_Н]_min = 1,25•463,63 =579,54 - выполняется; где [у_H]_min - меньшее из двух значений [у_H]₁ и [у_H]₂;

1) Определение расчетного диаметра делительной окружности шестерни

Решая исходное неравенство, получим выражения для расчетного делительного диаметра шестерни:

где - приведенный модуль упругости для стальных колес,

МПа; Т₁=125,97 - момент на валу шестерни, Нм; =-передаточное число передачи быстроходной ступени; К_Нв=1,2 - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба (для проектного расчета); [у_H]= - допускаемое контактное напряжение, МПа; ; относительная ширина колеса (при симметричном расположении колес) [1, с.136, табл. 8.4];

2) Определение предварительного значения межосевого расстояния:

полученный результат округляем до целого значения 150 мм.

3) Выбор модуля зацепления: предварительное значение нормального модуля выбираем из отношения m* = (0,01…0,02)•а_w = (0,01…0,02)•150=1,5…3; Назначаем стандартное значение модуля m =2,5 мм [1, c. 116, табл. 8.1];

4) Выбор предварительного значения угла наклона зубьев в*:

Из рекомендуемого диапазона (от 8? до 20?), назначаем в*=12? (для колес с улучшением);

5) Определение чисел зубьев колес:

Суммарное число зубьев колес:

; Принимаем z_?=117

Число зубьев шестерни: Принимаем z₁=24

Проверка условия неподрезания ножки зуба шестерни: z₁=24 ? (условие неподрезания ножки - выполняется); Число зубьев колеса: z₂=z_?-z₁=117-24=93;

Фактическое передаточное число:

Относительная погрешность передаточного числа составляет:

, что допустимо;

6) Корректировка угла наклона зубьев:

7) Уточнение размеров колес

- диаметры делительных окружностей колес: d_i= (I =1, 2)

шестерни: d₁ =

колеса: d₂ =

- диаметры окружностей вершин колес: d_ai=d_i+2m;

шестерни: d_a1 = 61,53 +2*2,5 =66,54 мм;

колеса: d_a2 = 238,43 + 2*2,5= 243,46 мм;

- диаметры окружностей впадин колес: d_fi = d_i - 2,5m;

шестерни: d_f1 = 61,53 - 2,5•2,5 = 55,29 мм;

колеса: d_f2 = 238,43 - 2,5•2,5 = 232,21 мм;

- ширина колеса: b₂^* = ш_bd?d₁ = 1,1*61,53 = 67,7; принимаем b₂ =70 мм;

- уточняем коэффициент ш_bd = ;

- ширина шестерни: b₁ = b₂ + (3…5) = 70+5=75 мм;

Проверка по межосевому расстоянию:

a_w =

8) Определение усилий, действующих в зацеплении косозубой передачи

- окружное усилие:

F_t1 ?

- радиальное усилие:

F_r1? F_r2 =

- осевое усилие:

F_a1? F_a2 =

- нормальное усилие:

F_n1 ?F_n2 =

10) Определение окружной скорости колес, назначение степени точности

V = щ₁?

Назначаем 7-ю степень точности для колес быстроходной передачи.

11) Определение коэффициента торцевого перекрытия:

Определение коэффициента осевого перекрытия:

> 1,0 - плавность работы обеспечивается;

Суммарный коэффициент перекрытия =1,97+1,67 =3,64



2.2 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Задача расчета: оценка работоспособности передачи по критерию контактной выносливости, с целью предупреждения усталостного выкрашивания зубьев. Условие расчета: Расчетное контактное напряжение определяется из выражения.

где коэффициент повышения прочности по контактным напряжениям косозубых передач по сравнению с прямозубыми

К_Нб=1,03 (при V до 5м/с и 7-й степени точности)

- учитывает неравномерность нагружения зубьев [1, с.149, табл. 8.7];

К_Н = К_{Нв *} К_НV - коэффициент расчетной нагрузки; K_HV = 1,2- динамический коэффициент [1, c.131, табл.8.3]; К_Нв=1,06 - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зуба для колес повышенной твердости при симметричном расположении колес, для ш_bd = 1,14 [1, с.130, рис.8.15]; К_Н = 1,2*1,06=1,272;



390,22 МПа < [у_H] = МПа;

Вывод: работоспособность передачи по критерию контактной выносливости - обеспечивается;

2.3 Проверочный расчет на изгибную выносливость

Задача расчета: оценка работоспособности передачи по критерию выносливости при изгибе, с целью предупреждения усталостной поломки зубьев.

Условие расчета: у_F ? [у_F]

где у_F - расчетные напряжения изгиба определяются из выражения; [у_F] - допускаемые напряжения при расчете на изгибную выносливость;

(i=1,2)

Рис. 3 Схема нагружения зубьев при расчете по напряжениям изгиба

- коэффициент повышения прочности по напряжениям изгиба косозубых передач по сравнению с прямозубыми;

К_Fб = 1,07 (при V до 5м/с и 7-й степени точности) - учитывает неравномерность нагружения зубьев [1, с.149, табл. 8.7]; Y_в = 1- - учитывает повышение изгибной прочности непосредственно за счет угла наклона в

Z_Fв =

K_F = K_Fв K_FV - коэффициент расчетной нагрузки: K_Fв = 1,12 - [1, с.130, рис. 8.15] - коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб; K_FV=1,4 [1, c.131, табл.8.3];

K_F = 1,4•1,12 =1,568;

Y_Fi - коэффициенты формы зуба - определяются по [1, с.140, рис.8.20] в соответствии с эквивалентными числами зубьев (для шестерни и колеса):

z_vi =

- для шестерни: z_v1 =; Y_F1 ?3,95;

- для колеса: z_v2 =; Y_F2 ? 3,75;

Определение допускаемых напряжений при расчете на изгиб

[у_F]_i = K_FC K_FLi ; где у_F0i = 1.8HB_i МПа - предел изгибной выносливости при

нулевом цикле изменения напряжений: R=0; [s_F] =1,55…1,75 - коэффициент безопасности; K_FC - учитывает реверсивность нагрузки: при односторонней нагрузке K_FC =1,0; при реверсивной нагрузке K_FC =0,7…0,8;

N_F0 = 4•10⁶ - базовое число циклов; показатель степени кривой усталости: при

НВ<350 m = 6

у_F01 = 1,8*250=450 МПа

у_F02 = 1,8*220=396 МПа;

Эквивалентные числа зубьев:

N_FEi = 60•c•n_it 60•c•n_it (i =1, 2);

Для шестерни: N_FE1 = 60•800•1•4000•(1⁶•0,5+1⁶•0,5+2,4⁶•0) = 192•10⁶

Для колеса: N_FE2 = 60•210,5•1•4000•(1⁶•0,5+1⁶•0,5+2,4⁶•0)=50,5?10⁶

K_FLi = - коэффициенты долговечности колес (i = 1, 2);

- шестерни: К_FL1 = ; принимаем K_FL1=1,0;

- колеса: К_FL2= принимаем K_FL2=1,0;

Допускаемые напряжения колес при изгибе:

Выбор рассчитываемого по напряжениям изгиба элемента передачи (шестерни или колеса) осуществляется из условия равнопрочности, по сравнению двух отношений:



Расчет на изгибную выносливость ведем для зуба колеса;

=3,75*0,58* =199,46 МПа < [у_F2] = 247,5 МПа;

Вывод: работоспособность передачи по критерию изгибной выносливости - обеспечивается;

2.4 Проверочные расчеты при кратковременных перегрузках

2.4.1 Выбор материалов колес и режима термообработки

Для заданного вида термообработки: улучшение по [1, с.162, табл. 8.8] выбираем материалы колес и назначаем режимы термообработки: Сталь 40ХНМА; закалка 850…870⁰; охлаждение в масло, отпуск при температуре 200…220⁰. у_в = 1100 МПа; у_т = 900 МПа;

2.4.2 Расчет по максимальным контактным напряжениям

Задача расчета: оценка работоспособности передачи по критерию статической контактной прочности, с целью предупреждения пластического обмятия зубьев. Условие расчета: у_Нmax ? [у_Нmax] = 2* 2*900 = 1800 МПа (У); где у_Нmax = у_Н = 390,2 * МПа; в_* = 2,5 - коэффициент перегрузки;

Вывод: работоспособность передачи по критерию контактной прочности - обеспечивается;



2.4.3 Расчет по максимальным напряжениям изгиба

Задача расчета: оценка работоспособности передачи по критерию статической изгибной прочности, с целью предупреждения статической поломки зубьев.

Условие расчета: у_Fmax ? [у_Fmax] = 2,74*НВ=2,74*320=685,8 МПа (У);

где у_Fmax = у_F•в_* = 199,46 •2,5 = 439,9 МПа;

Вывод: работоспособность передачи по критерию изгибной прочности - обеспечивается;

Таблица 3

Таблица результатов расчетов зубчатых передач

Параметр	Обозначение	Редукторная передача	Открытая передача
Передаточное число передач	u	3,875
Межосевое расстояние, мм	aw	150
Модуль, мм	m	2,5
Угол наклона зубьев, (град, мин., сек.)	в	12,80=12050'19''
Диаметр делительной окружности шестерни, мм	d1	61,54
Диаметр делительной окружности колеса, мм	d2	238,46
Число зубьев шестерни	z1	24
Число зубьев колеса	z2	93
Ширина шестерни	b1	75
Ширина колеса	b2	70
Окружная сила	Ft	4094
Радиальная сила	Fr	2423,9
Осевая сила	Fa	930
Коэффициент торцевого перекрытия	еб	1,67
Коэффициент осевого перекрытия	ев	1,97



3. Проектирование узла привода

3.1 Проектный расчет промежуточного вала и предварительный выбор подшипников качения

Рис. 4 Схема промежуточного вала привода

Условие расчета: ; Принимаем 20МПа;

Расчетный диаметр консольного участка вала:

Принимаем d_B = 45 мм;

Расчетный диаметр вала под уплотнение:

d_y^*= d_в +2* мм; Принимаем d_y = 52мм;

где д₁ = 3.5 - высота 1-го упорного заплечика;

Назначаем посадочный диаметр под подшипник качения: d_ПК ? d_y, = 55 мм,

Расчетный диаметр под колесом: d_К^* = d_ПК + мм; Принимаем диаметр вала под колесом d_К = 60 мм

Диаметр упорного бурта: d_Б^* == 65мм;

В качестве опор вала назначаем радиально-упорные роликовые конические подшипники средней широкой серии 7209 ГОСТ 333-79: d = 55 мм; D = 120; B = 44,5 ; С = 25; Т_max = 23 мм; б =15⁰; С = 160000 Н; С₀ =140000 Н [2, с.403];

3.2 Определение параметров шпоночных соединений промежуточного вала.

3.2.1Размеры шпонки выбираем по ГОСТ 23360-78 (2,стр.169, таблица 8.9):

Расчетная длина шпонки:

Где

Назначаем стандартную длину шпонки:

Шпонка

Длину ступицы шестерни открытой передачи принимаем равной:

3.2.2 Определение размеров шпонки под колесо

Назначаем стандартную длину шпонки:

Шпонка

Длину ступицы колеса редукторной передачи принимаем равной:

3.2.3 Параметры открытой зубчатой передачи

Делительный диаметр шестерни открытой передачи принимаем равным:

Примем

Ширину шестерни открытой передачи принимаем из соотношения:

Угол наклона зубьев шестерни принимаем равным:

3.2.4 Усилие в зацеплении открытой передачи

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

Осевое усилие:

3.3 Основные размеры элементов узла привода и его конструктивная проработка

3.3.1 Основные элементов корпуса редуктора (2, стр.241, таблица 10.2)

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

Примем толщину стенки равной:

Толщина стыкового фланца корпуса:

Толщина опорного фланца:

Толщина ребер жесткости:

Диаметр фундаментных болтов:

Примем диаметр болтов:

Диаметр болтов у подшипников:

Примем:

Диаметр болтов на стыковочных фланцах:

3.4 Силовая схема привода

3.4.1 Усилия действующие в зубчатых зацеплениях привода

Редукторная закрытая передача.

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

Осевое усилие:

Открытая передача.

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

Момент от осевых сил.

На шестерне 1:

На колесе 2:

3.5 Определение опорных реакций вала, построение эпюр моментов

Эпюры поперечных сечений и моментов в горизонтальной плоскости

Эпюры поперечных сил и моментов в вертикальной плоскости

Определение реакций в опорах:

Определение полных реакций в опорах:

Значения эпюры суммарного момента определяются по формуле:

, где j=А, В - номера опор.

Эпюры поперечных сил и моментов в вертикальной плоскости



4. Проверочный расчет подшипников качения

В качестве опор вала назначаем роликоподшипники конические однорядные по ГОСТ 333-79 средней серии. (3, стр.16)

- внутренний диаметр подшипника

Расчёт по динамической грузоподъёмности.

Основной критерий работоспособности подшипника - его динамическая и статическая грузоподъемность.

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов:

- динамическая грузоподъемность

? эквивалентная нагрузка;

- показатель степени;

Номинальная долговечность в часах:

для роликовых подшипников [2. стр. 211]

Чтобы определить эквивалентную нагрузку, определим осевые нагрузки на подшипники с учетом схемы действия внешних усилий.

Осевые составляющие реакций для конических роликоподшипников:

Велечину е расчитываем по формуле из таблицы 9,18 [2,стр.212]

конических роликоподшипников

, тогда примем: (2, стр217, таблица 9.21)

Схема действий нагрузок на опоры

Определение эквивалентных нагрузок:

Для однорядных роликоподшипников эквивалентная нагрузка при:

При

Где

Значения Х и Y определяем по (2, стр.212. таблица 9.18)

Значения определяем по (2, стр.214, таблицы 9.19-9.20)

Эквивалентная нагрузка

Значит:

Эквивалентная нагрузка



Т.к. то будем считать ее максимальной эквивалентной нагрузкой и дальнейший расчет на проверку долговечности подшипника проводить для .

Определим номинальную долговечность в часах:

Т.к. расчетная долговечность оказалась не меньше заданного ресурса, работоспособность выбранного подшипника, по динамической нагрузке- обеспечивается.

Расчет по критерию контактной прочности.

Условие контактной прочности:

- приведенная статическая нагрузка

Для роликоподшипников определяют, как наибольшее значение из двух формул:

Где

- коэффициент кратковременной перегрузки



Определение статической нагрузки для первого подшипника:

Принимаем наибольшее значение:

Работоспособность первого подшипника по статической грузоподъёмности выполняется.

Определение статической нагрузки для второго подшипника:

Работоспособность второго подшипника по статической грузоподъёмности выполняется.



5. Проверочный расчет промежуточного вала

Назначаем материал вала:

Сталь 45 улучшенная

За опасное сечение примем диаметр подшипника 1:

Уточненный проверочный расчёт заключается в определении коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях по критерию усталостной прочности:

Где

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям :

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистой конструкционной стали 45:

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

- масштабный фактор для нормальных напряжений

?? - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности

- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений



Отсюда найдем:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям :

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; для углеродистой конструкционной стали 45:

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

- масштабный фактор для нормальных напряжений

?? - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности

- амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении

- среднее напряжение цикла касательных напряжений

Таким образом:

Проверим выполнение критерия усталостной прочности:

Работоспособность вала по критерию статической прочности - обеспечивается.



6. Проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонка

Проверка на смятие:

Где

- передаваемый вращающий момент, Н мм

- диаметр вала в месте установки шпонки, мм

- ширина шпонки

- рабочая длина шпонки при скругленных торцах

- высота шпонки



- глубина паза на валу

Таким образом:

Проверка на срез:

Работоспособность шпоночного соединения по критериям прочности на смятие и на срез обеспечивается.

Шпонка

Проверка на смятие:

· - передаваемый вращающий момент, Н мм

· - диаметр вала в месте установки шпонки, мм

· - ширина шпонки

· - рабочая длина шпонки при скругленных торцах

· - высота шпонки

· - глубина паза на валу

Таким образом:

Проверка на срез:

Работоспособность шпоночного соединения по критериям прочности на смятие и на срез обеспечивается.



Литература

1. Детали машин/ М.Н. Иванов под редакцией В.А. Финогенова.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Г. М. Ицкович, В. П, Козинцов; М.

Размещено на Allbest.ru

...