Эскизный проект привода общего машиностроения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

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

Инженерно-технологический факультет

Кафедра основ конструирования машин

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту

«Эскизный проект привода общего машиностроения»

Вариант № 18-1

Выполнил: Четвертков В.А.

Группа 432

Проверил: Барманов И.С.

Самара 2012

РЕФЕРАТ

Курсовой проект.

Расчетно-пояснительная записка: 77стр., 14 рис., 3 табл., 5 ист., 6 прил.

Графическая документация: 3 листа формата А1.

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА, РЕДУКТОР, ПЕРЕДАЧА ЗУБЧАТАЯ, ВАЛ, ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ, ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ, ПЕРЕДАЧА РЕМЕННАЯ, ПРОЧНОСТЬ, ЗАПАС ПРОЧНОСТИ.

Объектом исследования является эскизный проект привода общего машиностроения. Редуктор двухступенчатый, цилиндрическо-ременный.

Цель работы - разработка конструкции, удовлетворяющая требованиям, предъявляемым к машиностроительным изделиям.

В результате работы выбран материал, определены расчетные напряжения, проведен геометрический расчет.

Эффективность работы заключается в определении оптимальных массовых и габаритных характеристик привода общего машиностроения, обеспечивающих его работоспособность.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Кинематический и энергетический расчёт редуктора

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

1.3 Определение частот вращения

1.4 Определение мощности и крутящих моментов на валах

2. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

2.4 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи

2.5 Определение модуля и чисел зубьев

2.6 Проверка контактной прочности

2.7 Проверка изгибной прочности

2.8 Определение геометрических размеров

3. Расчет на ЭВМ

4. Расчет усилий зацепления

4.1 Расчёт усилия в цилиндрической передаче

4.2 Расчёт усилия в ремённой передаче

5. Подбор подшипников по диаметру валов

Заключение

Список использованных источников

Приложения

ВВЕДЕНИЕ

Зубчатые передачи широко распространены в различных областях машиностроения и являются основными видами передач современных машин.

Зубчатые передачи рассчитывают на усталостную прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям и на выносливость - по напряжениям изгиба. Расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям является, как правило, определяющим для назначения размеров зубчатого зацепления. Он выполняется для предотвращения усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Расчет на выносливость по напряжениям изгиба выполняется с целью предотвращения усталостного разрушения (поломки) зубьев.

Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартизирован ГОСТ 21354-75. В данных указаниях введены некоторые упрощения, мало влияющие на результаты для большинства случаев практики. Так, коэффициенты неравномерности нагрузки K_в и динамической нагрузки K_V при расчетах на изгиб и на контактную прочность приняты одинаковыми, расчеты допускаемых напряжений проводятся без учета шероховатостей, размеров зубчатых колес и.т.д. Последовательность выполнения расчетов идет согласно содержанию.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность на входном валу:

где - КПД редуктора.

Общее КПД редуктора:

= _,

где - КПД ременной передачи; - КПД цилиндрической передачи.

Принимаем = 0,9; = 0,97

= 0,9 • 0,97 = 0,873,

Мощность двигателя подбирается исходя из условий:

? ,

Выбираем двигатель марки 160L6/975, у которого мощность двигателя

P_дв = 11 кВт, частота вращения n_дв = 1000 об/мин.

редуктор колесо передача подшипник

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение редуктора:

С другой стороны общее передаточное отношение редуктора:

= ,

где -передаточное отношение быстроходной передачи;

- передаточное отношение тихоходной передачи.

Разбивка общего передаточного отношения по ступеням редуктора в значительной степени определяет его массогабаритный, энергетические и кинематические показатели. Принимаем = 2, тогда

1.3 Определение частот вращения

Частота вращения I вала:

Частота вращения II вала:

Частота вращения III вала:

1.4 Определение мощности и крутящих моментов на валах

Мощность на III валу:

Мощность на II валу:

Мощность на I валу:

Крутящий момент на I валу:

Крутящий момент на II валу:



Крутящий момент на III валу:

2. РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

Стремление уменьшить массу конструкций машиностроительных передач обуславливает применение материалов с высокими показателями прочности. В связи с этим в качестве заготовок при серийном производстве используют штамповки из обычных углеродистых сталей. При этом обязательно выполняют термическую обработку деталей. В частности зубья подвергают улучшению для того, чтобы отпуск приводил к распаду мартенсита закалки и образованию сорбита отпуска, вследствие чего уменьшаются внутренние напряжения в стали. В результате термообработки - улучшения - повышаются пластичность и ударная вязкость стали, при этом прочность и твердость сохраняют свои хорошие показатели.

Марка стали	Вид термообработки	Твердость зубьев
		на поверхности	в сердцевине
40	Улучшение	HB 192 - 228

Принимаем, твердость поверхности зубьев колеса HB₂ = 192, твердость поверхности шестерни HB₁ = HB₂ + 10,

HB₁ = 192 + 10 = 202.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

где - базовый предел контактной выносливости, МПа

- коэффициент безопасности по контактным напряжениям;

- коэффициент долговечности по контактным напряжениям.

Базовый предел контактной выносливости при улучшении:

= 2HB₁ + 70 = 2 202 + 70= 474 МПа

= 2HB₂ + 70 = 2 192 + 70= 454 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 = 1,2.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям:

где N_H0 - базовое число циклов перемены контактных напряжений;

N_HE - эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений.

Базовое число циклов:

= 30^2.4

= 30 202^2,4 = 10⁷

= 30 192^2,4 = 910⁶

исходя из расчетов принимаем базовое число циклов = 10⁷

Эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений:

где C - число зацеплений за один оборот шестерни, колеса

n - число оборотов шестерни, колеса

- коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям.

Принимаем для простых ступеней = 1

согласно [1] при II режиме работы выбираем = 0, 250

.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям:

Т.к. ? 1, то принимаем = 1

Допускаемые контактные напряжения зацепления:

Допускаемое контактное напряжение для ступени:

= = 378,3 МПа

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

Допускаемое изгибное напряжение:



где - базовый предел изгибной выносливости;

- коэффициент безопасности по изгибному напряжению;

- коэффициент учитывающий влияние двустороннего нагружения.

Базовый предел изгибной выносливости при улучшении:

= 1,8 HB,

= 1,8202 = 363,6 МПа

= 1,8192 = 345,6 МПа

Принимаем значение:

= 2, = 1.

Так как выбрали способ термообработки улучшение, то коэффициент эквивалентности по изгибному напряжению принимаем согласно [1]:

= 0,140

Коэффициент долговечности по изгибному напряжению:

где - базовое число циклов перемены изгибных напряжений;

- эквивалентное число циклов перемены изгибных напряжений.

Базовое число циклов: = 4 10⁶

Эквивалентное число циклов перемены изгибных напряжений:

,

где C - число зацеплений за один оборот шестерни, колеса

число оборотов шестерни, колеса

- коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям,

=601100020000,140 = 1,6810⁷

=601925,920000,140 = 1,5810⁷.

Коэффициент долговечности по изгибному напряжению:

Т.к. ? 1, то = 1

Допускаемые изгибные напряжения зацепления:

2.4 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи

Межосевое расстояние:

где - межосевое расстояние,

- коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния,

- коэффициент нагрузки.

Принимаем = 1,6; ?_ba = 0,4;

Ширина зубчатого венца (значение округляем до целых):

= ?_ba = 0,4151,1 = 60 мм,

== 60+1 = 61 мм,

где - ширина зубчатого венца.

2.5 Определение модуля и чисел зубьев

Принимаем коэффициент формы зуба согласно [1]: Y_F = 4,

Модуль:

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

Принимаем модуль m = 1,5 мм.

округляем значение z₁ = 67,



округляем значение z₂ = 134.

Фактическое передаточное отношение:

Отклонение фактического передаточного отношения:

(условия выполняются)

2.6 Проверка контактной прочности

Делительный диаметр шестерни:

Окружная скорость:

Принимаем коэффициент динамической нагрузки согласно [1] K_v = 1,45.

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни:



Принимаем согласно [1] = 1,01;

при переменном режиме = 0,5 (+1) = 1,005;

K = = 1,005

Проверяем контактную прочность:

[] - условия выполняются.

2.7 Проверка изгибной прочности

Находим коэффициент формы зуба эквивалентного колеса для шестерни и колеса от и при смещении х=0 согласно [1]:

Y_F1 = 3,62

при ,

? []₁ - условие выполняется;

Y_F2 = 3,60

при = 134,

? []₂ - условие выполняется.

2.8 Определение геометрических размеров

Делительное межосевое расстояние:

Делительный диаметр шестерни и колеса:

Диаметр начальной окружности:

для некоррегированной передачи а = а_w при х = 0, а

=

=

угол зацепления б_w = б = 20.

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

= + 2m =100,5 + 2= 103,5 мм

= + 2m =201 + 2= 204 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

= - 2,5m =100,5 - 2,5= 96,75 мм

= - 2,5m =201 - 2,5=197,25 мм

Диаметр основной окружности:

 = cos б_w = 100,5= 94,4 мм

= cos б_w = 201=186,9 мм

Делительный шаг:

= 4,71 мм

Основной шаг:

= 4,71 мм

Радиус кривизны:

мм

мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

3. РАСЧЕТ НА ЭВМ

Проведен расчет 1 и 2 ступени на ЭВМ. Для расчетов выбраны следующие передаточные отношения: U₁ = 1,2; U₂ = 1,8. Полученные результаты приведены в приложении. Выбираем лучший вариант и в дальнейших расчетах используем первое приложение, где крутящий момент

T= 7,9 Нмм.

4. УСИЛИЯ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

4.1 Расчёт усилия в цилиндрической передаче

Усилия в зацеплении цилиндрической передачи:

Окружная сила:

,

выбираем согласно расчетам ЭВМ в приложении,

Радиальная сила:

,

Нормальная сила:

,

.

4.2 Расчёт усилия в ремённой передаче

Рассчитанное значение предварительного натяжения одного клинового ремня F₀ = 152 Н и принятое число ремней z = 8, выбираем согласно расчетам на ЭВМ в приложении.

Окружная сила:

Общее усилие натяжения ремней:

F₀ = 152

Сила натяжения ведущей ветви:

Сила натяжения ведомой ветви:

Угол между ветвями:

Нагрузка на валы:

.

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ВАЛОВ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Определение диаметра вала:

Принимаем: [ф] = 40 МПа

Принимаем = 25мм,

Принимаем = 25 мм,

Принимаем = 30 мм.

Подбираем подшипники из средней серии:

Для валов диаметром и :

1) шарикоподшипник радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75, №305,

внутренний диаметр d = 25 мм,

внешний диаметр D = 62 мм,

ширина B = 17 мм,

грузоподъемность:

статическая, C = 11400 Н

динамическая, C₀ = 22500 Н,

масса m = 0,23 кг.

2) роликоподшипник радиальный однорядный с коротким цилиндрическим роликом по ГОСТ 8325-78,

внутренний диаметр d = 25 мм,

внешний диаметр D = 62 мм,

ширина B = 17 мм,

грузоподъемность:

статическая, C = 15000 Н,

динамическая, C₀ = 28600 Н.

Для вала диаметром :

1) шарикоподшипник радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75, №306,

внутренний диаметр = 30 мм,

внешний диаметр D = 72 мм,

ширина B = 19 мм,

грузоподъемность:

- статическая, C = 14600 Н

- динамическая, C₀ = 28100 Н,

масса m = 0,34 кг.

2) роликоподшипник радиальный однорядный с коротким цилиндрическим роликом по ГОСТ 8325-78,

внутренний диаметр d = 30 мм,

внешний диаметр D = 72 мм,

ширина B = 19 мм,

грузоподъемность:

статическая, C = 20000 Н,

динамическая, C₀ = 36900 Н.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе работы были произведены выбор двигателя; расчет общего передаточного отношения, частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах, прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, выбран материал зубчатых колес и обоснование его термической обработки; определены допускаемые контактные напряжения, допускаемые изгибные напряжения, основные геометрические параметры цилиндрической передачи, модуль и число зубьев; проверка контактной прочности, проверка изгибной прочности, определение геометрических размеров. Исходя из всех расчетов в конце работы были подобраны подшипники качения для 3 валов со схемы данного технического задания.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Жильников, Е.П. Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи на ЭВМ [текст]: метод. указания/Е.П. Жильниов, А.Н. Тихонов. - Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 1996.- 24с.

2 Захаров, Ю.А. Расчет на ЭВМ клиноремённой передачи [текст]: метод. указания/ Ю.А. Захаров, А.Н. Тихонов, С.И. Шубин.- Куйбышев: Куйбышев. авиац. ин-т, 1988.- 15с.

3 Подшипники качения: Справочник-каталог [Текст] / под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского - М.: Машиностроение, 1984. - 280с.

Размещено на Allbest.ru

...