Курсовая Прочностной и геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи, определение усилий действу
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-25Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего
от 25%

Подписываем
договор
Федеральное агентство по образованию РФ
Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г.В. Плеханова
(технический университет)
Кафедра КГМ и ТМ
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
По дисциплине: ______Детали машин и основы конструирования__ _____________
________________________________________________________________________
(наименование учебной дисциплины согласно учебному плану)
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Тема: прочностной и геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи, определение усилий действующих на валы._________________________________
Выполнил
: студент гр. ЭП-08 /Кочинян С.А /
(должность) (Подпись) (Ф.И.О.)
ОЦЕНКА: _____________
Дата
: ___________________
ПРОВЕРИЛ:
Руководитель проекта доцент /Соколова Г И/
(должность) (Подпись) (Ф.И.О.)
Санкт-Петербург
2009
Аннотация
В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выход валу двигателя, частоты вращения выходного вала 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.
The summary
In the given course project the account of the single-stage cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of the electric motor is carried out , proceeding from a potency on an output to the shaft of a drive, frequency of rotation of the target shaft and designed efficiency , choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on strength and endurance, the resource of bearings is determined.
Введение
Редуктор – это устройство, состоящее из отдельных зубчатых передач (ступеней), работающих в едином замкнутом корпусе.
Редуктор предназначен для понижения частоты вращения электродвигателя до требуемой частоты вращения исполнительного органа рабочей машины. При этом величина передаваемого крутящего момента повышается в такое же число раз.
Редукторы применяют в различных областях: в металлургическом и химическом машиностроении, судостроении.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и другие.
Из одноступенчатых редукторов наиболее распространены горизонтальные. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и шевронными зубьями.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Содержание работы:
1. Выбор передаточного числа редуктора и подбор асинхронного электродвигателя.
2. Прочностной и геометрические расчеты зубчатой передачи с определением усилий в зацеплении.
3. Расчет валов редуктора и подбор подшипников и шпонок.
Исходные данные:
Таблица №1
Мощность ведомого вала | Частота вращения ведомого вала n2, об/мин | Вид передачи | Ресурс работы, ч |
35 | 520 | косозубая | 5000 |
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Общий КПД:
Требуемая мощность на входном валу редуктора (округление в большую сторону до целых):
Скорость вала двигателя будет находиться в диапазоне:
nдв=n1=(uпер) n2=2∙500÷6∙500=1000÷3000 мин-1,
где uпер=2÷6 – передаточное число закрытой зубчатой цилиндрической передачи редуктора.
По ГОСТ 19523-74 выбирано: двигатель АИР250L4(4А200М4У3) с мощностью N1=75(37) кВт и синхронной частотой вращения вала 1500 мин-1.
Таблица №1
Двигатель | Номинальная мощность | Асинхронная частота вращения | КПД | | |
4А200М4У3 | 37кВт | 1460 об/мин | 0,95 |
Передаточное число редуктора.
Принято по ГОСТ
Угловые скорости вращения валов:
Расчет моментов, угловых скоростей и частот вращения валов.
Расчет зубчатой передачи редуктора
1. Выбор материалов зубчатых колес и их термообработки
Материал:
Шестерня – Сталь 45Х ГОСТ 4543-73, 40-52 HRC
Колесо – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, 240-280 HB
Термическая обработка:
Шестерня – поверхностная закалка;
Колесо – улучшение.
2. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Коэффициент циклической долговечности:
– база испытаний (NHO
=7∙106 по ТО ), соответствующая длительному пределу выносливости, NHE – относительное эквивалентное число циклов напряжений.
Так как полученные значения NHE1,2> NHO, то принято
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов:
Выбор коэффициента безопасности:
Так как ТО колеса – улучшение, следовательно однородная структура материала, → SH
=1,1. У шестерни ТО – поверхностная закалка, следовательно - не однородная структура материала → SH
=1,2.
Допускаемые контактные напряжения:
При расчете на контактную выносливость косозубых и шевронных передач с разностью средней твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса
Принято контактное допускаемое напряжение для передачи равное 640 МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба
где
NFO= 4 ∙106 – базовое число циклов напряжений изгиба.
NFE1=60∙n∙t=
NFE2=NFE1/U=
Так как полученные значения NFE1,2> NFO
1,2, то принято
SF для заготовок из проката принято равным 1,8.
3. Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости:
Для стальных косозубых и шевронных колес
Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния:
Межосевое расстояние по формуле (3):
Принято из ряда стандартных значений по ГОСТ 2185-66:
4. Выбор нормального модуля:
Принят
Принято по ГОСТ 9563-60 mn=3 мм.
5. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
6. Фактическое передаточное число и его погрешность:
Выполнение условия
Уточнение делительного угла
7. Определение геометрических параметров передачи:
Проверка:
0,5(d1+d2)=aw 0,5(66+184))=.125
Диаметры окружностей вершин, мм:
где
Х1 и Х2 –коэффициенты смещения исходного контура шестерни и колеса, для шевронных колес Х1 = 0,3; Х2 = - 0,3;
= 160 мм,
Диаметры окружностей впадин, мм:
где
Высота зуба:
Расчет ширины колеса:
Принято по ГОСТ 6636-69
Для компенсации неточностей установки колес в осевом направлении ширину венца шестерни b1 принимают на 3…5 мм больше ширины колеса.
b1=b2+(3÷5)=63+5=66 мм
Учитывая заданное смещение получим:
Таблица №2
d , мм | 66 | 184 |
da, мм | 68.6 | 186.7 |
df, мм | 64.1 | 187.4 |
h ,мм | 2.25 |
8.Окружная скорость передачи:
Полученное значение окружной скорости соответствует средней точности передачи (8й).
9. Силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
10. Проверка передачи на контактную выносливость:
KH – коэффициент нагрузки.
где
Расчетные контактные напряжения:
Перегрузка по контактному напряжению:
Проверка передачи изгибную прочность.
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба находят по таблице
КF –коэффициент нагрузки при расчете на изгиб.
Yb -коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубой передачи:
Yb=1-β/140=0,79, где β – угол наклона линии зуба.
YF2 находят по эквивалентному числу зубьев
YF2 = 3,68 рис. 3.18, стр. 77 [2].
Определение коэффициента нагрузки KF
КFV=1,17 –коэффициент динамической нагрузки. табл4.7 [3].
Расчетная изгибная прочность шестерни:
YF1 находят по эквивалентному числу зубьев
YF1=3,90 табл.4.12 [3].
Таблица №2
Таблица основных параметров передачи | ||
| Шестерня | Колесо |
Частота вращения валов, n | 1460мин-1 | 520мин-1 |
Вращающий момент на валах, T | 242.1,Нм | 642.1Нм |
Марка стали + ТО | 45Х(ПЗ) | 45(У) |
Допускаемое контактное напряжение [σH] | 640 МПа | |
Допускаемое напряжение изгиба [σF] | 305МПа | 265 МПа |
Межосевое расстояние aw | 125 мм | |
Нормальный модуль mn | 3 | |
Число зубьев z | 19 | 53 |
Фактическое передаточное число uф | 2,833 | |
Геометрические параметры | ||
Делительный угол β | 30*40'15'' | |
Делительные диаметры (мм) d | 66 | 184 |
Коэффициент смещения X | 0,3 | -0,3 |
Диаметры вершин (мм) da | 68.6 | 187.6 |
Диаметры впадин (мм) df | 64.1 | 182.4 |
Высота зуба h | 2.25 мм | |
Ширина передачи bw | 68 мм | |
Окружная скорость передачи v | 5 м/с | |
Усилия в зацеплении | ||
Окружная Ft | 7336 Н | |
Радиальная FR | 3097 Н | |
Осевая Fx | 3669 Н |
7. Проектирование и расчет входного вала
7.1. Определение ориентировочного диаметра входного вала
где
По принято
Принято
7.2. Предварительный выбор подшипников качения для входного вала
По диаметру цапфы входного вала
Тип 307: d = 36 мм; D =80 мм; В = 21 мм; r = 2.5 мм; С = 33200 Н, табл. 3, стр. 122
7.3. Эскизная компоновка входного вала
Общая длина вала
Расстояние от опоры А до середины цилиндрического зубчатого колеса
Расстояние от опоры В до середины хвостовика Е
7.4. Определение опорных реакций на входном валу для каждой силовой плоскости
Окружное усилие:
Радиальное усилие:
Осевое усилие:
Усилие, возникающее на хвостовике вала от соединительной муфты:
Координатная система X – Y – Z распадается на две силовые плоскости:
XOZ – плоскость, в которой действуют усилия FR и F
Х и реакции опор R
А
Z
и R
В
Z (неизвестные);
XOY – плоскость, в которой действует усилия Ft и F
М и реакции опор R
А
Y и R
В
Y
(неизвестные).
Расчётная схема выходного вала для определения опорных реакций в двух силовых плоскостях
XOZ
и
XOY
1.
XOZ
Проверка:
2.
XOY
Проверка:
7.5. Построение эпюр изгибающих моментов на входном валу для каждой силовой плоскости методом сечений
1.
XOZ
2.
XOY
Расчётная схема входного вала для определения изгибающих моментов в двух силовых плоскостях XOZ
и XOY
7.6. Определение суммарного изгибающего момента на входном валу
Суммарный изгибающий момент определяется методом геометрического суммирования:
Эпюра суммарного изгибающего момента
М
I, МII – моменты в опасных сечениях выходного вала;
M
ИЗГ
= max(М
I, МII
);
МИЗГ
max = MI = 272Нм.
Наибольший изгибающий момент МИЗГmax = 529 Нм находится в сечении вала под шестерней.
Определение осевого момента сопротивления в опасном сечении вала
где d
ос = 36 мм – диаметр вала в опасном сечении;
Определение полярного момента сопротивления в опасном сечении вала
7.7. Проверка входного вала на статическую и усталостную прочность
Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении вала
где b
* - коэффициент пусковых и перегрузочных моментов;
принят b * = Тmax
/
T
ном = 2,5 - для АД типа АИР250L4.(4А200М4У3)
Расчетное напряжение кручения в опасном сечении вала
Расчетное напряжение растяжения/сжатия от осевой силы
Определение эквивалентного напряжения по III теории прочности
где
Материал вала – сталь 40Х:
7.8. Проверка опасного сечения входного вала на усталостную прочность с учетом концентрации напряжений
Коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения
где
- пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения;
приняты
Общий расчетный запас выносливости
7.10. Определение расчетной долговечности и ресурса работы подшипников качения для входного вала
Для расчета принят подшипник средней серии типа 310 (шарикоподшипник родиальный однорядный
ГОСТ 8338-75).
Определение эквивалентной динамической нагрузки на подшипник
где V – кинематический коэффициент вращения кольца, принят V = 1 (вращается внутреннее кольцо);
R – радиальная нагрузка на подшипник, H;
КБ = 1,3
КТ – температурный коэф-т., вводимый в расчет, когда t >
Определение опорных реакций в подшипниках
R = 8133(5199) Н
Определение расчетной долговечности принятого подшипника типа 310.
где m - показатель степени кривой выносливости, определяемый формой тела качения;
m = 3 - для шарикоподшипника;
СКАТ = 61800 Н - динамическая грузоподъёмность, определяемая по справочнику.
Определение расчетного ресурса работы выбранного подшипника типа 310
Окончательно принят шарикоподшипник радиальный типа 310 средней серии (ГОСТ 8328-75).
7. Проектирование и расчет выходного вала
7.1. Определение ориентировочного диаметра выходного вала
где
Принято
2П = 1,05∙50÷1,07∙50 =52.25÷53,5 мм - диаметр посадочного участка вала под колесом,
Принято: шлицевое соединение колеса с валом 10х72х78х12 (прямобочные шлицы легкой серии)
7.2. Предварительный выбор подшипников качения для выходного вала
По диаметру цапфы выходного вала
Тип 310: d = 50 мм; D =110 мм; В = 27 мм; r = 3 мм; С = 64800 Н, табл. 3, стр. 122
7.3. Эскизная компоновка входного вала
Общая длина вала
C
и
D
Расстояние от опоры
C
до середины цилиндрического зубчатого колеса
Расстояние от опоры
D
до середины хвостовика Е
7.4. Определение опорных реакций на входном валу для каждой силовой плоскости
Окружное усилие:
Радиальное усилие:
Осевое усилие:
Усилие, возникающее на хвостовике вала от соединительной муфты:
Координатная система X – Y – Z распадается на две силовые плоскости:
XOZ – плоскость, в которой действуют усилия FR и F
Х и реакции опор RCZ
и RDZ (неизвестные
XOY – плоскость, в которой действует усилия Ft и F
М и реакции опор RCY и RDY
(неизвестные).
Расчётная схема выходного вала для определения опорных реакций в двух силовых плоскостях
XOZ
и
XOY
- XOZ
Проверка:
2.
XOY
Проверка:
7.5. Построение эпюр изгибающих моментов на выходном валу для каждой силовой плоскости методом сечений
1.
XOZ
силовой плоскости методом сечений
2.
XOY
Расчётная схема выходного вала для определения изгибающих моментов в двух силовых плоскостях XOZ
и XOY
7.6. Определение суммарного изгибающего момента на выходном валу
Суммарный изгибающий момент определяется методом геометрического суммирования:
Эпюра суммарного изгибающего момента
М
I, МII – моменты в опасных сечениях выходного вала;
M
ИЗГ
= max(М
I, МII
);
МИЗГ
max = MI = 312 Нм.
Наибольший изгибающий момент МИЗГmax = 312 Нм находится в сечении вала под шестерней.
Определение осевого момента сопротивления в опасном сечении вала
где d
ос = 75(50) мм – диаметр вала в опасном сечении (средний диаметр шлицев:
Определение полярного момента сопротивления в опасном сечении вала
7.7. Проверка выходного вала на статическую и усталостную прочность
Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении вала
где b
* - коэффициент пусковых и перегрузочных моментов;
принят b * = Тmax
/
T
ном = 2,5 - для АД типа АИР250L4.
Расчетное напряжение кручения в опасном сечении вала
Расчетное напряжение растяжения/сжатия от осевой силы
Определение эквивалентного напряжения по III теории прочности
где
Материал вала – сталь 40Х:
7.8. Проверка опасного сечения выходного вала на усталостную прочность с учетом концентрации напряжений
Коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения
где
- пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения;
приняты
Общий расчетный запас выносливости
7.9. Расчет шлицевых соединений выходного вала на прочность по напряжениям смятия
На выходном валу под зубчатым колесом выбрано шлицевое соединение легкой серии:
где z – число зубьев; d – внутренний диаметр; D – наружный диаметр; b – ширина шлицев;
КН – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, принят
КН = 0,75;
- рабочая высота зуба, с = 0,5 - катет фаски шлица;
4 - ширина ступицы зубчатого колеса;
На цилиндрическом хвостовике выходного вала выбрано шлицевое соединение средней серии:
КН – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, принят
КН = 0,8;
- рабочая высота зуба, с = 0,5 - катет фаски шлица;
к - длина цилиндрического хвостовика;
7.10. Определение расчетной долговечности и ресурса работы подшипников качения для выходного вала
Для расчета принят подшипник 2213 легкой узкой серии (ГОСТ 8328-75).
Определение эквивалентной динамической нагрузки на подшипник
где V – кинематический коэффициент вращения кольца, принят V = 1 (вращается внутреннее кольцо);
R – радиальная нагрузка на подшипник, H;
КБ = 1,3
КТ – температурный коэф-т., вводимый в расчет, когда t >
Определение опорных реакций в подшипниках
R = 5966Н
Определение расчетной долговечности принятого подшипника типа 2213.
где m - показатель степени кривой выносливости, определяемый формой тела качения;
m = 3,33 - для роликоподшипника;
СКАТ = 76500 Н - динамическая грузоподъёмность, определяемая по справочнику.
Определение расчетного ресурса работы выбранного подшипника типа 2213
Условие долговечности подшипника выполнено.
Окончательно принят роликоподшипник радиальный типа 2213 легкой узкой серии (ГОСТ 8328-75).