Механический привод к рабочей машине – цилиндрический зубчатый редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет привода

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предворительный расчет ведомого вала

4. Расчет ведомого вала на статическую прочность

5. Расчет вала на усталостную прочность (выносливость)

6. Выбор подшипников качения выходного вала и расчет их долговечности L и ресурса Lh

7. Проверка прочности шпонок

Список используемой литературы

Введение

В данном курсовом проекте предстоит выполнить следующие действия:

Произвести кинематический расчёт передачи.

Выбрать материал зубчатых колес и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Определить основные параметры передачи исходя из критерия контактной выносливости.

Рассчитать геометрию передачи (диаметр, ширина колеса).

Определить окружную скорость в зацеплении.

Найти усилия, действующие в зацепление и проверить передачу на контактную и изгибную выносливость.

Определить ориентировочный диаметр валов.

Ориентировочно наметить установки на валах подшипники качения.

Выполнить эскизную компоновку выходного вала.

Рассчитать на прочность и выносливость выходной вал редуктора.

Определить ресурс выбранных ранее подшипников, причём он должен быть не менее 11000 часов.

Произвести расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.

Графическая честь представляет собой сборный чертёж выходного вала со спецификацией деталей.

1. Кинематический расчет привода

Угловая скорость вращения входного вала:

.

с-1

Вращающий момент на входном валу:

.

НМм

Частота вращения n2 и угловая скорость щ2 выходного вала:

n2 = n1 / U,

щ2 = щ1 / U.

n2 = 725 / 7,1 = 102,1 мин-1,

щ2 = 76,1/ 7,1 = 10,7 с-1.

Вращающий момент на входном валу:

Т2 = T1 М U М з,

з - КПД, 9 класс точности => з = 0,97.

Т2 = 145 М 7,1 М 0,97 = 998 НМм

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор материала:

Шестеренка прошла термообработку - улучшение, поэтому в качестве материала принята сталь Ст 45Х.

Твердость НВ 250.

Для колеса принята нормализованная сталь Ст 30Х с твердостью НВ = 203.

Определение допускаемых контактных напряжений для цепной передачи:

,

Для колеса:

= 1,8 НВ + 65 - предел контактной выносливости при базовом числе циклов NHO,

SH =1,1 - коэффициент безопасности,

KHL - коэффициент долговечносности,

NHO = , т.к. т/о улучшение,

NHЕ = ,

NHЕ2 = = 435циклов,

NHЕ2 > NHO => KHL = 1,

= 1,8 М 203 + 65 = 430,4 Н/мм2,

Н/мм2.

Для шестерни:

NHЕ1 = = 61,2циклов,

NHЕ2 > NHO => KHL = 1,

= 2 М 250 + 70 = 570 Н/мм2,

Н/мм2.

Т.к. передача косозубая, то выбираем =518,18 Н/мм2.

Выбор коэффициента ширины:

.

Коэффициент ширины выбирается в зависимости от твердости рабочей поверхности зубьев и расположении колес относительно опор.

Предварительное значение коэффициента концентрации нагрузки.

Коэффициента концентрации нагрузки выбирается в зависимости от схемы передачи и вида линии зуба.

= 1,25.

Определение главного параметра передачи по критерию контактной выносливости:

,

278 мм

Ближайшее стандартное межосевое расстояние аw = 280 мм.

Определение модуля:

m* = (0,015 ? 0,031) · aw*,

m* = 0,015 · 280= 4,2 мм

Ближайший стандартный модуль m = 4 мм.

Рабочая ширина зубчатого венца:

,

= 280 мм bw = 280 мм

Суммарное количество зубьев:

,

в* - угол наклона зубьев относительно оси колеса, для косозубой передачи cos в* = 0,9848.

.

Число зубьев шестерни:

,

Число зубьев колеса:

,

Передаточное число:

,

,

.

Диаметральные размеры:

dw = d = mz /cos,

dw1 = d1 = 5 · 14/0,9857 = 68,98 мм,

dw2 = d2 = 5 · 86/0,9857 = 490,02 мм.

Диаметр вершин зубьев:

da = d + 2m,

da1 = 68,98 + 2 · 4 = 76,98 мм,

da2 = 490 + 2 · 4 = 498,02 мм.

Диаметр впадин зубьев:

df = d - 2,5m,

df1 = 68,98 - 2,5 · 4 = 60,5 мм,

df2 = 430 - 2,5 · 4 = 481,02 мм.

Окружная скорость в зацеплении передачи:

,

м/с.

Усилия, действующие в зацеплении.

Окружное усилие:

,

Н

Радиальное усилие:

,

Н

Осевое усилие:

Определение допускаемых напряжений изгиба:

,

уFlimb - предел изгибной выносливости, соответствующий базовому числу циклов.

уFlimb = НВ+260

уFlimb1 = 250+260 = 510 Н/мм2.

NFO = 4 · 106 об. - базовое число циклов,

NFЕ1 = 435 · 106 об.- расчетное число циклов перемен напряжений изгиба шестерни, NFЕ1 > NFO => KFL1 = 1,

KFC - коэффициент, учитывающий реверсивность действия нагрузки.

Т.к. принимаем нереверсивную нагрузку, то KFC = 1.

SF - коэффициент безопасности,

Шестерню предполагается изготовить ковкой (d = 69 мм) SF = 1,75.

Колесо предполагается изготовить также ковкой(d = 499 мм) SF = 1,75.

= 291 Н/мм2.

уFlimb2 = 203+260 = 463 Н/мм2.

NFЕ2 = 61,2 · 106 об.

NFЕ2 > NFO => KFL2 = 1,

= 264Н/мм2.

Проверка передачи на контактную выносливость:

,

- удельная расчетная окружная сила,

= 1 - коэффициент динамической нагрузки,

=1,75

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей,

бw = 20? - угол зацепления передачи.

- коэффициент, учитывающий физико-механические свойства материала колес. МПа1/2 - т.к. оба колеса сталь

- коэффициент, учитывающий перекрытие,

=0,78 - коэффициент торцевого перекрытия.

.

Н/м

Н/м2 = 409 Н/м2,

недогрузка 3,9 %

Проверка передачи на изгибную прочность:

,

KFв = 1,12 - коэффициент концентрации нагрузки,

KFх = 1 - коэффициент динамической нагрузки,

YF1 = 4,28 - коэффициент формы зуба,

Yв = 0,93 - коэффициент угла наклона линии зуба,

- коэффициент перекрытия,

= 291 Н/м2

,

YF1 = 4,28

 Н/м2 = 264 Н/м2.

3. Предворительный расчет ведомого вала

Предварительный расчёт вала ведется по величине вращающего момента, который передает вал.

кр = 28 МПа - условное допускаемое напряжение на кручение.

Определяем диаметр выходного вала d2:

,

Учитывая ГОСТ 6636-69 выбран d2 = 50 мм

Принимаем диаметр вала под подшипники: d2п = 60 мм и проектируем конец вала длиной e = 74 мм.

Диаметры остальных участков вала назначают, исходя из конструктивных соображений при компоновке ведомого вала.

4. Расчет ведомого вала на статическую прочность

FR = 1550 (H) а = 175 мм

Ft = 4260 (H) L =100 мм

Fx = 750 (H) x=70 мм

На вал действует крутящий момент Т2 = 998 Нм; в вертикальной плоскости ZОX усилие FR = 1550 Н и Fx=750 H; в горизонтальной плоскости XОY усилия Ft.= 2857 Н и FM=125



Н - усилие муфты.

Вертикальная плоскость ZOX:

?MA(Fi) = 0

H

?MB( Fi) = 0

H

Определение моментов MYA и MYB:

MXOZ1 = = Hм

MXOZ2 = = Hм

Горизонтальная плоскость YOX:

?MA(Fi) = 0

H

?MB( Fi) = 0

H

Проверка:

?Y = -3776+3949+4087-3776 = 0

Определение моментов MZA и MZB:

= Hм

MXOY = = = Hм

Определение суммарных изгибающих моментов MА и MВ:

MA=

MB=

Мmax = MA = 797 Hм

Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении:

,

* = 2 - коэффициент перегрузки;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм3,

d - диаметр опасного сечения вала (69 мм)

м3.

 МПа.

Определение касательного напряжения кручения в опасном сечении:

,

- полярный момент сопротивления, мм3;

.

МПа..

Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении вала:

Четвертая гипотеза прочности:

,

МПа.

Определение расчетного запаса статической прочности вала:

Sт =т / экв [Sт],

т = 550 МПа - предел текучести материала вала для стали 45

[Sт] = 2,5

Sт = 550 / 62 = 8,8 [Sт] = 2,5.

Статическая прочность вала в опасном сечении обеспечивается.

5. Расчет вала на усталостную прочность (выносливость)

механический привод цилиндрический зубчатый редуктор

Материал вала - сталь 40Х,

в = 750 МПа, т = 520 МПа, -1 = 350 МПа; -1 = 210 МПа.

-1 - предел выносливости симметричного цикла при изгибе,

-1 - предел выносливости симметричного цикла при кручении.

Концентрация напряжений обусловлена: 1. Наличием галтели у опоры А и В (); 2. Наличием шпоночного соединения под зубчатым колесом и муфтой.

Амплитуда по касательным и нормальным напряжениям:

Расчетный запас выносливости по нормальным напряжениям изгиба:

,

kу = 2,4 - эффективный коэффициент концентрации напряжения,

еу = 0,85 - коэффициент влияния абсолютных размеров на предел выносливости,

у - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений,

m = 0 - среднее напряжение цикла.



Расчетный запас выносливости по кручению:

,

.

Суммарный коэффициент запаса прочности:

Выносливость вала в опасном сечении обеспечивается.

6. Выбор подшипников качения выходного вала и расчет их долговечности L и ресурса Lh

Предварительно принимаем роликоподшипники однорядные средней серии (ГОСТ 831-62), условное обозначение-46310

- суммарная радиальная опорная реакция,

Н,

Н,

Н

Н

е- параметр осевого нагружения

Равнодействующая осевых сил:

Н.

Значит вал двигается вправо

Н

Расчетная осевая нагрузка на опору В:

<e

>e

Эквивалентная динамическая нагрузка каждой опоры:

,

где =1,4- коэффициент, учитывающий характер действия нагрузки;

=1- температурный коэффициент;

V=1- коэффициент, показывающий что вращается внутреннее колесо

Н

Долговечность подшипника качения рассчитываем по формуле:

Cкат - динамическая грузоподъемность (для подшипников типа 0000 Cкат = 55,2кН),

m - показатель степени кривой выносливости (для роликовых подшипников ,33).

млн. об.

Ресурс работы рассчитываем по формуле:

ч,

7. Расчет шлицевых соединений

Выбираем шлицы на хвостовик .

Окружное усилие,действующее на один зуб:

;

;

Расчетное напряжение смятия:

;

;;

Мпа

Проверка на износ:

;

;

МПа

Мпа>.

Шлицы под колесо -

,

МПа

Список используемой литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя.- М.: Машиностроение, 1984 г.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М: Высш. шк., 1985г.

3. Иванов М.Н. Детали машин.- М: Высш. шк., 1991г.

4. Кузнецов Е.С. Детали машин и основы конструирования: курс лекций. 2003г.

Размещено на Allbest.ru