Автор работы: Пользователь скрыл имя, 24 Октября 2012 в 15:50, курсовая работа
В данном курсовом проекте представлен расчёт двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выходном валу редуктора, частоты вращения валов редуктора и рассчитанного коэффициента полезного действия (КПД), выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.
Окружная сила
Ft1 = Ft2 = Ft = = = 11899 ≈ 11900 Н.
Радиальная сила
Fr1 = Fr2 = = = 4375 Н, где tgα, α = αW = 200 , т.е tgα = 0,364
Осевая сила
Fа1 = Fа2 = Ft · tgβ = 11900 · 0,2144 = 2550 Н.
2.4.1. Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость.
Расчетного напряжения, из условия обеспечения контактной выносливости зубьев:
– коэффициент нагрузки, при проверке на контактную выносливость:
1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (п. 4.3. [8]);
1,22 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес (по табл. 4.3. [8]);
1,03 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по табл. 4.6. [8]);
Перегрузка составляет:
Фактические контактные напряжения могут превышать допускаемые не более чем на 5 %. Условие выполняется.
2.4.2. Проверочный расчёт передачи на изгибную выносливость.
– коэффициент нагрузки при проверке на изгибную выносливость.
1,00 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления (п. 4.3. [8]);
1,08 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (по Табл. 4.4. [8]);
1,06 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по Табл. 4.7. [8]);
Yβ – коэффициент наклона линии зуба,
Yβ =1 – ; Yβ = 1 – = 0,91
коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентных чисел
зубьев : ;
= = 18,5;
= = 83,2.
По таблице 4.12 [8] 4,09, 3,6.
Т1 = 569 Нм |
m = 5,0мм |
d1 = 91 мм |
b1 = 105 мм |
sН = 567 МПа |
Т2 = 2434 Нм |
z1 = 18 |
d2 = 409 мм |
b2 = 100 мм |
[sН] = 548 МПа |
n1 = 740 мин-1 |
z2 = 81 |
dа1= 101 мм |
= 3,52 м/с |
[sF1] = 329 МПа |
n2 = 164 мин-1 |
X1 = 0 |
dа2 = 419 мм |
Ft1 = Ft2 = 11900 H |
[sF2] = 288 МПа |
u = 4,5 |
X2 = 0 |
df1 = 78,4 мм |
Fr1 = Fr2 = 4375 H |
sF1 = 101 МПа |
250 мм |
12,53º |
df2 = 396,59 мм |
Fа1 = Fа2 = 2550 H |
sF2 = 88,9 МПа |
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, приняты материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.4, табл. 4.1, 4.2, [9]):
- для шестерни
: сталь
термическая обработка: цементация
твердость, HRC : 63
- для
колеса : сталь
термическая обработка: цемента
твердость, HRC : 56
3.1.1. Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев
шестерни:
23∙HRC₃ = 23 · 63 = 1449 МПа;
750 МПа.
колеса:
23∙HRC₄ = 23 · 56 = 1288 МПа;
700 МПа.
2.1.2. Определение расчетного числа циклов напряжений:
при расчете на контактную выносливость:
;
= 60·69·13000∙0,31= 17 · циклов.
при расчете на изгибную выносливость:
;
=60·218·13000∙13000= · циклов.
3.1.3. Допускаемые контактные
для материалов шестерни:
· 1 = 1208 МПа.
для материалов колес:
· 1 = 1073 МПа, где
SH min = 1,2 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала.
ZHL = 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как , где = 120 ∙ 106 – базовое число циклов напряжений при термической обработке – цементация.
Для
прямозубых колес в качестве расчетного
допустимого контактное напряжение
принято наименьшее из допускаемых
напряжений:
[σн] = 1073 МПа.
3.1.4.Допускаемые изгибные напряжения:
для материала шестерни:
∙ 1 ∙ 1 = 441 МПа;
для материала колеса:
∙ 1 ∙ 1 = 412 МПа, где
SFmin = 1,70 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);
YN = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;
Yα = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки).
3.2.1. Определение предварительного
межосевого расстояние
Ка = 49,5 – числовой коэффициент (для прямозубых колес);
ψba =0,315– коэффициенты ширины зубчатых колес;
kНβ =1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии (зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев, расположения опор и коэффициента ψbд).
ψbd = ψba · = 0,315 · = 0,65
49,5 ∙ (3,15 + 1)= 227 мм.
Полученное значение
3.2.2. Определение ширины венца зубчатого колеса.
0,315 · 227 = 72 мм. Принято 71 мм.
Для шестерни: 75 мм.
Полученное значение согласованно с ГОСТ 6636-69 Ряд Ra40
3.2.3.Определение модуля зуба.
2,25 ¸ 6,98 мм.
Принято 6,0 мм ГОСТ 9563-60 (по табл. [4.11.[8]).
3.2.4. Определение количества зубьев.
Определение суммарного числа зубьев:
ZΣ = ,
где β – предварительный угол наклона зубьев, β= 1для косозубых колес;
ZΣ = = 75,00.
Принято 75.
Определение числа зубьев шестерни:
Z3 = = = 18,07
Принято Z3 = 18.
Определение числа зубьев колеса:
Z4 = ZΣ – Z3 = 75 – 18 = 57;
Принято Z4 = 57.
3.2.5. Определение фактического
; = 3,17
3.2.6. Отклонение от ранее принятого значения.
; || ∙ 100% = 0,5 %
Отклонений от ранее принятого значения не должны превышать 4%.
3.3.1. Делительные диаметры колес:
d3 = = = 108,0 мм,
d4 = = = 342,0 мм.
Проверка межосевое расстояние по делительным диаметрам колес:
0,5 ∙ (108,0 + 342,0) = 225 мм.
3.3.2.Диаметры вершины зубьев:
= 108,00 + 2 · 6,0 = 120,0 мм;
= 342,00 + 2 · 6,0 = 354,0 мм.
3.3.3. Диаметры впадин зубьев:
= 108,00 – 2,5 · 6,0 = 93,0мм;
= 342,00 – 2,5 · 6,0 = 327,0 мм.
3.3.4. Окружная скорость передачи.
; = 1,24 м/с.
При такой скорости, для косозубых колес, принята 9-я степень точности.
3.3.5.Силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила
Ft3 = Ft4 = Ft = = = 26713 ≈ 26720 Н.
Радиальная сила
Fr3 = Fr4 = = = 9726 ≈ 9730 Н, где tgα, α = αW = 200 , т.е tgα = 0,364
Осевая сила
Fа3 = Fа4 = Ft · tgβ = 26720 · 0= 0 Н.
3.4.1. Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость.
Расчетного напряжения, из условия обеспечения контактной выносливости зубьев:
– коэффициент нагрузки, при проверке на контактную выносливость:
1,00 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (п. 4.3. [8]);
1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес (по Табл. 4.3. [8]);
1,07 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по Табл. 4.6. [8]);
Недогрузка составляет:
Фактические контактные напряжения могут превышать допускаемые не более чем на 5 %. Недогрузка по контактным напряжениям не может превышать 10¸15 %.
3.4.2. Проверочный расчёт передачи на изгибную выносливость.
– коэффициент нагрузки при проверке на изгибную выносливость.
1,00 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления (п. 4.3. [8]);
1,04 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (по Табл. 4.4. [8]);
1,07 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по Табл. 4.7. [8]);
Yβ – коэффициент наклона линии зуба,
Yb =1 – ; Yb = 1 – = 1,00
коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентных чисел
зубьев : = = 18;
= = 57.
По таблице 4.12 [8] 4,09, 3,62.
Т2 =2434 Нм |
m = 5,0 мм |
dw3 = d3 = 130 мм |
h = 11,0 мм |
[sН] = 1073 МПа |
Т3 = 6544 Нм |
z3 = 26 |
dw4 = d4 = 370 мм |
bw = b4 = 80мм |
sН4 = 1001 МПа |
n2 = 164 мин-1 |
z4 = 74 |
dа3 = 140 мм |
= 3,23 м/с |
[sF3] = 412 МПа |
n3 = 58,7 мин-1 |
X3 = 0 |
dа4 = 380 мм |
Ft4 = Ft3 = 35373 H |
[sF4] = 441 МПа |
u = 2,8 |
X4= 0 |
df3 = 117,5 мм |
Fr4 = Fr3 = 12876 H |
sF3 = 403,2 МПа |
250 мм |
0º 0´ |
df4 = 357,5 мм |
Fа4 = Fа3 = 0 H |
sF4 = 356,8 МПа |
4.1. Назначение предварительных размеров отдельных участков ведущего вала.
= 41 мм, где = 25 МПа – допускаемое касательное напряжение.
= 65 мм;
= 60 мм;
= 105 мм;
= 70 мм;
= 80 мм;
Рис. 4. Компоновка быстроходного вала
4.2. Назначение предварительных размеров отдельных участков промежуточного вала
= 67 мм,
где =15…25 МПа – допускаемое касательное напряжение.
70 мм;
80 мм;
90 мм.
Рис. 5. Компоновка промежуточного вала
4.3. Назначение предварительных размеров отдельных участков ведомого вала
= 97 мм,
где =15…25 МПа – допускаемое касательное напряжение.
100 мм;
165 мм;
110 мм;
120 мм;
130 мм.
Рис. 6. Компоновка тихоходного вала.
Диаметры участков валов назначены исходя из конструктивных соображений.
Определение консольной силы :
, FМ1=125 = 2981≈ 2980 Н.
Расстояния между точками прило
l1 = 100 мм;
l2 = 100 мм;
l3 = 150 мм.
Рис. 5. Расчетная схема ведущего вала
Вертикальная плоскость XOY:
-Fа1 ∙ 0,5 ∙ d1= 0;
= = -1607Н.
-Fа1 ∙ 0,5 ∙ d1= 0;
= = −2767 Н.
Проверка правильности определения опорных реакций для плоскости ХОY: −1607 − 4375 + (−2767) = 0.
Горизонтальная плоскость XOZ:.
;
= −3782 Н.
;
= −11007 Н.
Проверка правильности определения опорных реакций для плоскости ХОZ: -3782 + 11900 −11007 + 2890 = 0.
Моменты относительно оси Y:
МA = 0 Нм;
МN1 = · l1 = −1607 · 100 · 10-3 = −160,7 Нм;
МN2 = · l1 −Fa₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ = (−1607 · 100 − 2550 ∙ 0,5 ∙ 91) · 10-3 = -276 Нм;
МВ = · (l1 +l2) −Fа₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ + FR1 · l2 =
= −1607 · (100 + 100) −2550 ∙ 0,5 ∙ 91 + 5550 · 100 = 0 Нм;
МО = · (l1 + l2+ l3) −Fа₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ + FR1 · (l1 + l2)+ · l3 =
= -1607 · (100 + 100 + 150) − 2550 ∙ 0,5 ∙ 91+ 5550 · (100 + 100) − (−2767) · 150 = 0 Нм.