им. Н.Е.ЖУКОВСКОГО

«ХАРЬКОВСКИЙ АВИАЦИОННЫЙ ИНСТИТУТ»

Проектирование многоступенчатых редукторов с обеспечением условий равнопрочности деталей с минимальным суммарным межосевым расстоянием

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

Выполнил: студент Стрельников И.А.

Руководитель: Кузминов Ф.Ф.

Харьков 2002г.

РЕФЕРАТ

Курсовой проект по деталям машин - первая самостоятельная расчетно-конструкторская работа, в ходе выполнения которой студент приобретает навыки практического приложения теоретических знаний, полученных при изучении фундаментальных и общетехнических дисциплин.

В объеме курсового проекта такая оптимизация может быть произведена при проектировании многоступенчатых редукторов с обеспечением условий равнопрочности деталей с минимальным суммарным межосевым расстоянием, разбивке общего передаточного числа редуктора между отдельными его ступенями и т.д.

Основные задачи проектирования по деталям машин следующие:

1.Расширить знания, полученные при изучении теоретического курса.

2.Закрепить навыки практических расчетов с использованием ЭВМ.

3.Приобщить студентов к элементам научно-исследовательской работы путем более глубокой проработки отдельных вопросов.

4.Усвоить общие принципы и конструирование типовых деталей и

узлов с учетом конкретных эксплуатационных и технологических требований и экономических соображений.

Знание составляется так, чтобы студент мог освоить и проработать наибольшее число общих элементов машин (передач, соединений, муфт, валов, опор). Задание является комплексной инженерной задачей, включающей кинематические и силовые расчеты и компоновку составляющих элементов в едином агрегате.

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов.

Редуктор -- неотъемлемая составная часть современного оборудования.

В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Цилиндрические двухступенчатые редукторы развернутой схемы применяются обычно в интервале передаточных чисел 8..40. Простота конструкции обусловила их широкое применение в промышленности. Несимметрическое расположение колес относительно опор вызывает концентрацию нагрузки по длине зуба, поэтому такие редукторы требуют жестоких валов.

Заданием курсового проекта является расчет и проектирование основных узлов редуктора. Расчет на прочность и выносливость шестерни и зубчатых колес. Подбор и расчет основных узлов валов и подбор подшипников. Проектирование узла редуктора с двигателем и барабаном в сборе.

Принятые обозначения

F - тяговое усилие лебедки (H);

V - скорость тяги лебедки (м/с);

- КПД редуктора;

Dб - диаметр барабана (мм);

nб - вращение барабана (об/мин);

up - передаточное отношение редуктора;

dw - начальный диаметр шестерни (мм);

- предел выносливости зубьев (МПа);

SFM - коэффициент безопасности для зубьев;

- предел контактной выносливости;

- коэффициент ширины зубчатого винца;

z - число зубьев шестерни (колеса);

m - модуль зацепления (мм);

aw - межосевое расстояние (мм);

bw - ширина зубьев шестерни (колеса) (мм);

WFT - расчетная удельная нагрузка (Н);

T - крутящий момент на валу (Н*м);

d - диаметр вала (мм);

Lh - время работы передачи (ч);

u - передаточное отношение зубчатой передачи;

KHL, KFL - коэффициенты долговечности;

KH, KHV - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

KFC - коэффициент, учитывающий приложение 2-х-сторонней нагрузки;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба;

YS - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

NF - число циклов перемены напряжений при изгибе;

NH - число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость;

1. определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа

F=5000H;

V=2/3 м/с;

СХЕМА ПРИВОДА

(рис.1.1.)

1- электродвигатель;

2- муфта упругая втулочно-кольцевая (МУВП);

3- 2-х ступенчатый редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами;

4- зубчатая муфта;

5- узел барабана тяговой лебедки;

Мощность двигателя определяется, как

; где

КПД муфты;

КПД пары подшипников;

КПД цилиндрической зубчатой передачи;

КПД троса (трение троса о барабан);

По ГОСТ 19523-81 принимаем асинхронный электродвигатель серии 4А закрытого обдуваемого исполнения мощностью 5,5 кВт типа 4АМ112М4У3.

nДВ=1445об/мин по ТУ 16-510.781-81.

(Диаметр вала на выходе dВ ДВ=32мм).

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗРЫВНОГО УСИЛИЯ И ВЫБОР ДИАМЕТРА ТРОСА

, где k=6 и ;

Согласно [2] по таблице выбираем стальной канат по ГОСТ 3067-74 для и каната в целом dК=6,2мм, соответствующий

Fразр=3000кгс.

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА БАРАБАНА

Dбар=(20...25)*dК, 20*принимаем Dбар=20*dК=20*6,2=124мм;

Принимаем окончательно Dбар=125мм.

Определение числа оборотов барабана:

;

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ РЕДУКТОРА ИРАЗБИВКА ЕГО ПО СТУПЕНЯМ

; UP=U1*U2;

Согласно [1] разбивку передаточного числа редуктора по ступеням. Передаточное число быстроходной ступени:

, где UP=0.97.

U1=3.54.

;

5. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ И РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Для цилиндрических зубчатых колес параметры исходного контура регламентированы по ГОСТ 13755-81.

Стандартами устанавливаются следующие параметры и коэффициенты:

Угол главного профиля................................................................

Коэффициент высоты головки зуба.............................................

Коэффициент высоты ножки зуба.............................

Коэффициент граничной высоты (прямолинейной части профиля) для цилиндрических колес....................................................................

Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой, являющийся дугой окружности: для цилиндрических колес.....................................

Коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров...

Толщина зуба по средней линии.................................

6. определение режима работы и расчетной нагрузки зубчатых передач

Принимаем Z1 первой ступени =20.

Тогда Z2=U1*Z2 =3.54*20=70.

Тогда

Определим крутящий момент на валу

;

Определим окружную силу на начальной окружности цилиндрических колес dw1(мм)

H;

7. РАСЧЕТ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА. ПРОЭКТИРОВОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА, РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ.

Принимаем

Окружная скорость определяется по зависимости

Степень точности передачи 9 согласно рекомендации из таблицы 3.33 в [1].

8. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

По таблице 3.12 [1] назначаем материал для шестерни(z1) и колеса(z2).

МАТЕРИАЛ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ при радиусе заготовки до 100мм - сталь 40ХН (поковка) (ГОСТ 1050-74) НВ1=230...300.

-Термообработка, улучшение.

МАТЕРИАЛ ДЛЯ КОЛЕСА при радиусе заготовки до 300мм.

 НВ2=241

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

YS=1 YR=1 НВ1=230...300=265

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений.

Где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений.

Коэффициент, учитывающий влияние 2-х стороннего приложения нагрузки (табл.3.20) [1] при одностороннем приложении нагрузки KFC=1;

Коэффициент долговечности

при НВ<350 mF=6

Базовое число перемены напряжений NFO=4*106

Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Соответственно

но так как NFE1=5.202*108>NFO=4*106 принимаем KFL1=1

Соответственно

Коэффициент безопасности ;

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжения YS=1;

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба

YR=1;

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

Допускаемое изгибное напряжение для зубьев колеса

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе:

Где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.

KFC=1 -- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Коэффициент долговечности

при НВ<350 mF=6;

базовое число циклов перемены напряжений.

Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Соответственно

но так как NFE2=1.47*108>NFO=4*106 принимаем KFL2=1;

Предел выносливости ;

Коэффициент безопасности SF=1.75; YS=1; YR=1;

Допускаемое напряжение изгиба для колеса:

;

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни:

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

Коэффициент безопасности SFM1=;

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений: YS=1; следует что:

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса:

Где предельное напряжение не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

Коэффициент безопасности

;

Коэффициент, учитывающий чувствительность материалов к концентрации напряжений Ys=l,0; Следовательно:

Допускаемое контактное напряжение для шестерни определяется по зависимости:

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

где - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений:

коэффициент долговечности;

Здесь NHO1=1.8*107 - базовое число циклов перемены напряжений;

- Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений;

Отношение , поэтому коэффициент долговечности определяется: берем равное 0.9 коэффициент долговечности;

Предел контактной выносливости определяем как:

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материалаSH1=1.1;

ZR=0.95 - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

ZV=1.0 - коэффициент, учитывающий окружную скорость.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни определим как:

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

, где

- предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.

коэффициент долговечности;

NHO2=1.7*107;

- Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений.

Отношение , поэтому коэффициент долговечности определяется: т. е=0,91;

Следовательно: МПа;

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материалов SH=1.1;

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:

ZR=0.95; ZV=1.0;

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

Принимаем допускаемое контактное напряжение для передачи шестерня-колесо по меньшому значению колеса, т. е. .

Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки:

Для шестерни:

Для колеса

9. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

Вычисляем начальный диаметр шестерни:

 ;

Предварительно определяем величины необходимые для расчета.

Номинальный крутящий момент на шестерне:

TH1=9550*103*P1/n1=9550*103*5/1445=33045Нмм;

Ориентировочная окружная скорость:

;

При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колес - 9-я. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями . Коэффициент ширины зубчатого венца при несимметричном расположении опор:

Принимаем ;

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку KHO=1.038 - определяем интерполированием из таблицы 3,16 [1];

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: ZH=1.76;

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес: ZM=275МПа1/2;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

где - коэффициент торцевого перекрытия (всегда>1);

; ;

Начальный диаметр шестерни при этом:

;

Модуль зацепления:

зубчатый передача нагрузка выносливость

Полученный модуль округляем до стандартного значения (приложение 1табл. 9)

Пересчитываем начальный диаметр шестерни согласно стандартному значению модуля m=2.5мм: dw1=m*z1=2.5*20=50мм;

10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

Определяем расчетную окружную скорость при начальном диаметре шестерни dw1=50мм;

;

При данной скорости требуется степень точности передачи-8я (табл.3.33 [1]), что не соответствует ранее принятой, т.к мы принимали степень точности-9ю.

Уточняем по скорости V=3.78м/с коэффициенты входящие в формулу:

;

Со штрихом - окончательное значение коэффициента, без штриха предварительное: ; ; ;

Уточняем начальный диаметр шестерни:

;

По уточненному начальному диаметру dW1 находим модуль зацепления:

Модуль зацепления:

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2.5мм, что совпадает с ранее принятым значением модуля; следовательно, диаметр начальной окружности шестерни dW1=50мм;

Ширина зубчатого венца

(табл.3.1 [1]);

;

Принимаем bW=50мм;

Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки:

где действующее напряжение при расчете на контактную выносливость (табл.3.13 [1]).

Отклонение действующих контактных напряжений от допускаемых составляет 25%, но в меньшую сторону, это допустимо:

Т. е. где , .

Расчетное контактное напряжение от максимальной нагрузки:

; где T/T=2 задано в дополнительных исходных данных расчета.

11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА

Расчетное напряжение изгиба:

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета.

Коэффициенты, учитывающие форму зуба шестерни и колеса:

YF1=4.1; YF2=3.6 (рис.3.18 из [1]);

для прямозубых колес;

Расчетная удельная нагрузка:

Где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач при условии одноопорного зацепления принимают равным ;

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ;

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл.3.16[1]);

Соответственно WFT=2*33045/50*50*1*1.15*1.38=42.1Н/мм;

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

В зубьях колеса (табл.3.13[1]):

Проверочный расчет при изгибе max-ой нагрузкой.

Расчетное напряжение от max-ой нагрузки:

Напряжение изгиба при расчете на выносливость:

Для зубьев шестерни:

Для зубьев колеса:

Расчетное напряжение изгиба от max-ой нагрузки:

Для зубьев шестерни:

Для зубьев колеса:

Принимаем окончательные параметры первой ступени редуктора:

Z1=20; Z2=70; m=2.5мм; dW1=50мм; dW2=m*Z2=2.5*70=175мм;

Определяем межосевое расстояние:

aW1=dW1+dW2/2=50+175/2=112.5мм

Принимаем межосевое расстояние: aW1=115мм;

Пересчитываем начальный диаметр шестерни и колеса, для чего принимаем Z2=72;

тогда dW2=m*Z2=2.5*72=180мм;

aW1=dW1+dW2/2=50+180/2=115мм;

(Согласно СТ СЭВ 229-76 из второго ряда a=112мм - рекомендуемое).

12. РАСЧЕТ ВТОРОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВТОРОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

U2=UP/U1=9.44/3.6=2.62 Z4/Z3=2.62;

Принимаем Z3=22;

Тогда Z4=Z3*U=22*2.62=58;

Принимаем Z4=60. Уточняем U2=Z4/Z3=2.73;

13.ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

МАТЕРИАЛ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ при радиусе заготовки до 100мм - сталь 40ХН (поковка) (ГОСТ 1050-74) НВ1=230...300;

- Термообработка улучшение;

МАТЕРИАЛ ДЛЯ КОЛЕСА при радиусе заготовки до 300 мм;

HB2=241

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни

YS=1 YR=1 HB1=230...300;

Предварительно находим предел контактной выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

Где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений;

;

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (табл.3.20) [1] при одностороннем приложении нагрузки KFC=1.0;

Коэффициент долговечности

при НВ<350 mF=6;

Базовое число перемены напряжений NFO=4*106;

Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений:

;

Коэффициент безопасности ;

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений YS=1;

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба YR=1;

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

;

Допускаемое изгибное напряжение для зубьев колеса:

;

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе:

Где предел выносливости при изгибе, соответствует базовому числу циклов перемены напряжений.

;

KFC=1.0 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Коэффициент долговечности:

при НВ<350 mF=6;

Базовое число перемены напряжений.

Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений:

Соответственно

но так как NFE2=5.27*107>NFO=4*106 принимаем KFL2=1;

Предел выносливости

;

Коэффициент безопасности : SF=1.75 YS=1 YR=1;

Допускаемое напряжение изгиба для колеса:

;

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни:

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

Коэффициент безопасности

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений YS=1; следует что:

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки на колеса:

Где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

Коэффициент безопасности

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений YS=1; следует что:

Допускаемое контактное напряжение для шестерни определяется по зависимости:

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

где - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений;

;

коэффициент долговечности;

Здесь NHO1=1.8*107 - базовое число циклов перемены напряжений;

- Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений;

Отношение , поэтому коэффициент долговечности определяется как:

берем =0,95 коэффициент долговечности;

Предел контактной выносливости определяем как:

;

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала SH1=1.1;

ZR=0.95 - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

ZV=1.0 - коэффициент, учитывающий окружную скорость.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни определяем как:

;

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

;

, где

- предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.

коэффициент долговечности;

NHO2=1.7*107;

- Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений;

Отношение , поэтому коэффициент долговечности определяется как:

Следовательно:

;

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала SH2=1.1;

ZR=0.95 - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

ZV=1.0 - коэффициент, учитывающий окружную скорость.

Допускаемое контактное напряжение для колеса определяем как:

;

Принимаем допускаемое контактное напряжение для передачи шестерня-колесо по меньшему значению колеса, т. е. ;

Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки: для шестерни:

для колеса:

14.РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

Вычисляем начальный диаметр шестерни:

;

Предварительно определяем величины необходимые для расчета.

Номинальный крутящий момент на шестерне:

TH2=9550*103*P1/n2=9550*103*5/401=119000Hмм;

Ориентировочная окружная скорость:

;

При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колес -9я. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями =1. Коэффициент ширины зубчатого венца при несимметричном расположении опор:

;

Принимаем ;

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ;

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку - определяется интерполированием из таблицы 3.16 [1];

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: ZH =1.76;

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес ZM=275МПа1/2;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

где - коэффициент торцевого покрытия (всегда >1);

;

;

Начальный диаметр шестерни при этом:

;

Модуль зацепления:

Полученный модуль округляем до стандартного значения (приложение в 1 табл.9)

M=3мм из 1-го ряда.

Пересчитываем начальный диаметр шестерни согласно стандартному значению модуля m=2.5мм: dW3=m2*Z3=3*22=66мм;

15.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

Определяем расчетную окружную скорость при начальном диаметре шестерни dW1=50мм;

;

При данной скорости требуется степень точности передачи-8я (табл.3.33 [1]), что не соответствует ранее принятой, т. к. мы принимали степень точности-9ю.

Уточняем по скорости V=1.38м/с коэффициенты входящие в формулу:

;

Со штрихом - окончательное значение коэффициента, без штриха - предварительные: ; ; ;

;

Модуль зацепления: m2=3мм; dW3=66мм;

Ширина зубчатого венца:

(табл.3.1[1])

;

Принимаем ;

Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки:

Расчетное напряжение от максимальной нагрузки:

где действующее напряжение при расчете на контактную выносливость (табл.3.13 [1]).

Отклонение действующих контактных напряжений от допускаемых составляет 14%, но в большую сторону, это допустимо.

Расчетное контактное напряжение от максимальной нагрузки:

;

где T/T=2 задано в дополнительных исходных данных расчета.

16.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА

Расчетное напряжение изгиба:

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и колеса:

YF1=4.0; YF2=3.6 (Рис.3.18 из [1]);

- для прямозубых колес;

Расчетная удельная нагрузка:

;

Где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач при условии одноопорного зацепления принимают ;

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

(табл.3.16 [1]) соответственно

WFT=2*119000/66*75*1*1.2*1.13=65.2Н/мм;

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

В зубьях колеса:

;

Проверочный расчет при изгибе max-ой нагрузкой.

Расчетное напряжение от max-ой нагрузки:

Напряжение изгиба при расчете на выносливость:

Для зубьев шестерни:

Для зубьев колеса:

Расчетное напряжение изгиба от max-ой нагрузки:

Для зубьев шестерни:

Для зубьев колеса:

Принимаем окончательно параметры 2-й ступени редуктора:

Z3=22, Z4=60, m2=3мм, dW3=66мм, dW4=dW3*U2=66*2.73=180.18мм;

Определяем межосевое расстояние:

aW2=0.5*m2*(Z3+Z4)=0.5*3*82=123мм;

Принимаем межосевое расстояние: aW2=123мм;

17.РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчет валов состоит в определении диаметров с учетом крутящего момента.

Расчет валов 1-й ступени редуктора.

Определяем крутящий момент на 1-ом ведущем валу: T1=9550*P/n1=9550*5/1445=33045 Нмм;

Уровень прочности при расчете вала на кручение имеет вид: T=T/Wp<=[T];

Принимаем [T]=20МПа. Wp=0.2*d13;

Откуда

;

Принимаем диаметр вала под опоры (подшипники) - 20мм;

Определяем предварительно по крутящему моменту диаметр 2-го вала 1-й ступени редуктора;

T2=T1*U1*=330445*3.5*0.98*0.99=115053Нмм;

d2=30.65мм;

Расчет параметров 3-го вала.

T3=T2*U2*=115053*2,73*0,98*0,99=304735Нмм=305Нм;

d3=45мм;

18.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Рабочий эскиз 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора:

Принимаем для валов материал сталь45 с d>5мм.

; ; ; ; ; ; при ;

19.РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ РЕДУКТОРА

Расчетная схема 1-го вала.

Определим значения: Ft и Fr для 1-го вала.

Ft1=2*T1/dW1=2*33045/50=1322H.

Fr1=Ft1*tga=1322*0.364=480H.

Нагрузка в горизонтальной плоскости.

Fax=Ft1*b/a+b=1322*135/55+135=939Н.

Fбx=Ft1*a/a+b=1322*55/55+135=384Н.

Mих=Ft1*b*a/a+b=1322*135*55/55+135=51664H.

Нагрузка в вертикальной плоскости.

Fay=Fr1*b/a+b=480*135/55+135=341Н.

Fбy=Fr1*a/a+b=480*55/55+135=139Н.

Mиy=Fr1*b*a/a+b=480*135*55/55+135=18758H.

Mи=( Mиy2+ Mиx2)1/2=55070H.

Mпр=(Mи2+(a*T)2 )1|2=109020Нмм a=2.84;

Fа=( Fах2+ Fay2)1/2=1001H.

Fб=( Fбх2+ Fбy2)1/2=409H

Расчетная схема 2-го вала.

Fax=Ft3*a-Ft2*(a+b)/l=3489*70-1322*140/195=303H.

Ft2=-Ft1;

Ft2=2*T2/dw2=1322H.

Fr2=Fr1;

Нагрузка в горизонтальной плоскости.

Ft3=2*T2/dw3=3489H.

Fr3=Ft3*tgaw=3489*0.364=1270H.

Fбх=Ft2*c-Ft3*(c+b)/l=1322*55-3489*125/195=-1864H.

Fay=Fr2*(b+a)+Fr3*a/l=468*140+1270*70/195=780H.

Fбy=Fr3*(c+b)+Fr2*c/l;

Fr2=Ft2*tga=1287*0.364=468H.

Ft2=2*T2/dw2=1287H.

Нагрузка в вертикальной плоскости

T2=9550*P/n2*=9550*5/401*0.98*0.99=115.82Hмм.

T3=T2*U2**=115820*60/22*0.98*0.99=306460Hмм.

Fr3=Ft3*tga=3405*0.364=1240H.

Ft3=2*T3/dw3=3405H.

Fбу=Fr3*(c+b)+Fr2*c/l=1240*125+468*55/195=927H.

Определение суммарных реакций в опорах 2-го вала.

FА=(FAX2+FАY2)1/2=835Н.

FБ=(FБX2+FБY2)1/2=2083Н.

Расчетная схема 3-го вала.

Fay=Fr3*b/l+b=1240*180/270=827Н.

Fбy=Fr3*a/l+b=1240*90/270=413Н.

Fax=Ft3*b/l+b=3405*180/270=2270Н.

Fбx=Ft3*a/l+b=3405*90/270=1135Н.

FA=(FAX2+FAY2)1/2=2430H.

FБ=(FБX2+FБY2)1/2=1210H.

Нагрузка в горизонтальной плоскости.

Нагрузка в вертикальной плоскости.

20.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЬЕМНОСТИ

При частоте вращения n>=1об/мин подшипники выбирают по динамической грузоподъемности. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы.

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

;

Здесь С - каталожная динамическая грузоподъемность данного типа размера подшипника в Н.

Р - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике в Н;

р - степенной показатель, для шарикоподшипников=3;

Номинальная долговечность подшипника (r) Lh связана с долговечностью L зависимостью: Lh=106*L/60*n.

Для радиальных подшипников: Р=(X*V*Fr+Y*Fa)*Ko*Kт .

Fr - радиальная нагрузка на подшипнике Н;

Fa - осевая нагрузка на подшипнике Н;

X - коэффициент безопасности;

V=1 - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника;

Ko=1 - коэффициент безопасности;

Kт=1.1 (если t=150oC) - температурный коэффициент;

P=(0.56*V*Fr+Y*Fa)*Ko*Kt=0.56*1*Fr*1*1.1=0.616*Fr (при Fa=0);

- отсюда находим С.

где р=3; при Fa=0; Y=0; X=1;

21. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЬЕМНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

ДЛЯ 1-ГО ВАЛА РЕДУКТОРА.

FA=1001H;

FБ=409H;

n1=1445об/мин;

Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:

Для опоры А:

P=(X*V*Fr+Y*Fa)*Ko*KT;

Fa=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);

Fr=1001H; Ko=1.2(легкие толчки) KT=1.05 (для 1250С);

P=X*V*Fr*Ko*KT=0.56*1*1001*1.2*1.05=707H;

Lh=106*L/60*n; L=60*Lh*n/106=60*6000*1445/106=520;

=707*5201/3=5684H где р=3;

Находим каталожную статическую С0 и динамическую С грузоподъемности для подшипника диаметров 3 серии ширин 0 (средней серии).

Для подшипников 304 - С0=7940Н;

C=12500H. табличные данные.

Расчетное значение С=5684Н; При конструировании устроил бы подшипник легкой серии(204); C=10000H;

Ввиду того, что нагрузка на 2-ю опору 1-го вала в 2.5 раза меньше, расчет подшипника не ведем, принимая тот же подшипник, что и в 1-ой опоре - (304).

22. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ОПОРЫ 2-ГО ВАЛА РЕДУКТОРА

FA=835H;

FБ=2083H;

n2=400об/мин;

Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:

P=(X*V*Fr+Y*Fa)*Ko*KT;

Fa=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);

Fr=2083H; Ko=1.2(легкие толчки) KT=1.05 (для 1250С);

P=X*V*Fr*Ko*KT=0.56*1*2083*1.2*1.05=1470H;

Lh=106*L/60*n; L=60*Lh*n/106=60*6000*400/106=144;

=1470*5,24=7700H где р=3;

Для подшипников 306 - С=22000Н табличные данные.

Расчетное значение С=7700Н - в 3 раза меньше, устанавливаются в опорах 2-го вала подшипники особо легкой серии(106) у которых С=10400Н ГОСТ 8338-75.

23. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ОПОРЫ 3-ГО ВАЛА РЕДУКТОРА

FA=2430H;

FБ=1210Н;

n3=153об/мин;

Для n=160 при Lh=6300; C/P=3.91; C=3.91*P;

Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:

FA=Fr=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);

Ko=1.2(легкие толчки) КТ=1,05 (для 1250С);

P=X*V*Fr*Ko*KT=0.56*1*2430*1.2*1.05=1714H;

C=3.91*1714=6702H;

Для подшипников 309 - С=37800Н табличные данные.

Расчетное значение С=6702Н в 5 раз меньше, устанавливаю в опорах 3-го вала подшипники особой серии диаметров 1 узкой серии ширины 7.7000109 у которых

С=10500Н.

24.ВЫБОР КРЫШЕК ПОД ПОДШИПНИКИ В ОПОРАХ РЕДУКТОРА

С=d - диаметр винта (болта);

Принимаем диаметр болта крепления крышек: d=8мм;

1ВАЛ Dф=52+4*8=84мм;

Для первого вала DA=52; d=20мм; (подш. №304)

Для второго вала DA=72; d=30мм; (подш. №306)

Для третьего вала DA=100; d=45мм; (подш. №309)

2ВАЛ Dф=72+4*8=104мм;

3ВАЛ Dф=100+4*8=132мм;

h=Dф-2*С-DA/2=84-52-16/2=8.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В процессе выполнения курсового проекта (расчета двухступенчатого редуктора) я получил следующие технологические данные характеризующие данный механизм.

ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

Передаточное число редуктора U=9.5;

Вращающий момент на тихоходном валу Т3=306Нм;

Частота вращения быстроходного вала N1=1440об/мин.

ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ

Редуктор залить маслом: индустриальное ИГА-46 ГОСТ 17479-87.

Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от горизонтального положения на угол до 50. При этом должен быть обеспечен уровень масла достаточный для смазки зацеплений.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. “Расчет и проектирование зубчатых передач”, Харьков: ХАИ 1978г.

2. Анурьев В.И. “Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х т.” - М.: Машиностроение, 1980г.

3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. “Расчет и проектирование деталей машин” - Харьков: Основа, 1991г.

Размещено на Allbest.ru