МИНОБРНАУКИ РОССИИ
федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего образования
«Ижевский государственный технический университет имени М.Т.Калашникова»
Воткинский филиал
(ВФ ФГБОУ ВО «ИжГТУ имени М.Т. Калашникова)
Кафедра «Техническая механика»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине «Детали машин»
Вариант 7
Выполнил:
студент группы Б04-721-1зс
Рахматулин А.В.
Проверил:
к.т.н., доцент.
Старшев Д.В.
Воткинск
2016
Содержание
Введение
Задание на проектирование
1. Кинематический расчет
1.1 Подбор электродвигателя
1.2 Уточнение передаточных чисел
1.3 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах
2. Расчет цилиндрической передачи
2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
2.4 Проектный расчет
2.4.1 Межосевое расстояние
2.4.2 Предварительные основные размеры колеса
2.4.3 Модуль передачи
2.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса
2.4.6 Фактическое передаточное число
2.4.7 Диаметры колес
2.4.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
2.4.9 Силы в зацеплении
2.4.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
2.4.11 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
3. Эскизное проектирование
3.1 Проектные расчеты валов
3.2 Расстояние между деталями передач
3.3 Выбор типов подшипников
3.4 Схемы установки подшипников
3.5 Составление компоновочной схемы
4. Расчет валов на прочность
4.1 Определение реакций возникающих в подшипниковых опорах
4.2 Расчет на сопротивление усталости
4.3 Проверка на статическую прочность
4.4 Расчет на жесткость
4.5 Расчет на колебания
5. Подбор подшипников
5.1 Расчет подшипников на статическую грузоподъемность
5.2 Расчет подшипников на заданный ресурс
6. Подбор шпоночных соединений
6.1 Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и вала
6.2 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков
Заключение
Список литературы
Введение
одноступенчатый вертикальный редуктор
Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор, законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых колес в пространстве.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора с верхним расположением шестерни.
Задание на проектирование
Одноступенчатый вертикальный редуктор: зацепление цилиндрическое, косозубое.
Твых = 60 Нм
nвых = 7 об/с = 420 об/мин
L = 7 лет (ресурс работы)
Кг = 0,8 (коэффициент годового использования)
Кс = 0,6 (коэффициент суточного использования)
Кп = 2,2 (коэффициент перегрузки)
1. Кинематический расчет
1.1 Подбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определим его требуемую мощность:
где
Твых - крутящий момент на выходе;
Рвых - мощность на выходе;
щ - угловая скорость;
nвых - частота вращения.
Определим требуемую мощность электродвигателя:
где
КД - коэффициент динамичности;
?общ - общий КПД механизма;
[1, стр. 5]
где
?м = 0,98 - КПД муфты;
?з.п. = 0,98 - КПД зубчатой передачи;
?оп = 0,99 - КПД опор.
Требуемая мощность электродвигателя 5,6кВт
Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя
[1, стр. 5]
где
uобщ = 3 [1, табл. 1.2] - передаточное отношение механизма
По табл. 24.9 [1, стр.417] выберем электродвигатель:
|
Рэл.дв = 5,6кВт |
=> |
Рэл.дв. табл = 7,5кВт |
=> |
Электродвигатель АИР132S4/1440 |
|
|
nэл.дв = 1260 об/мин |
nэл.дв.табл = 1440 об/мин |
1.2 Уточнение передаточных чисел
Определим общее передаточное число привода
[1, стр. 8]
Выбираем u = 3,55, стоящее во 2 ряду номинальных передаточных чисел.
1.3 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах
Если в заданной схеме отсутствует цепная передача на выходе, то частота вращения вала колеса цилиндрической передачи
[1, стр. 9]
Частота вращения вала шестерни
Определим моменты на тихоходном и быстроходном валах
Определим предельно допустимый крутящий момент, который способен передавать электродвигатель.
Тэл.дв?[ Тэл.дв]
17,78 ? [ 49,76] Условие выполнено
2. Расчет цилиндрической передачи
Исходные данные:
Т1 = 17,42 Нм - вращающий момент на шестерне
n1 = 1440 об/мин - частота вращения шестерни
u = 3,55 - передаточное число
L = 7 лет - ресурс работы
2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки [1, стр.11].
На практике в основном применяют следующие варианты термической обработки (т.о.):
I - т.о. колеса - улучшение, твердость 235...262 HB; т.о. шестерни - улучшение, твердость 269...302 HB. Марки стали одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 35 ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах.
II - т.о. колеса - улучшение, твердость 269...302 HB; т.о. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (см. табл. 1) 45...50 HRC, 48...53 HRC. Твердость сердцевины зуба соответствует термообработке улучшение. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.
III - т.о. колеса и шестерни одинаковая - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 HRC, 48...53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.
IV - т.о. колеса - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (табл.1) 45...50 HRCэ, 48...53 HRCэ; т.о. шестерни - улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRCэ. Материал шестерни - стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А и др.
V - т.о. колеса и шестерни одинаковая - улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRCэ. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25 ХГМ и др. [1, стр.11-12]
По табл. 2.1 [1, стр.11] выбираем материал и вид термообработки для шестерни и колеса.
Шестерня
Материал - Сталь 45. Назначаем термическую обработку - улучшение.
Предельные размеры заготовки: Dпр = 80, Sпр = 50 мм.
Твердость зубьев: в сердцевине и на поверхности 269…302 HB.
Предельное напряжение уф = 650 МПа.
Колесо
Материал - Сталь 40ХН. Назначаем термическую обработку - улучшение.
Предельные размеры заготовки: Dпр = 315 мм, Sпр = 200 мм.
Твердость зубьев: в сердцевине и на поверхности 235…262 HB.
Предельное напряжение уф = 630 МПа.
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения [у]H1 для шестерни и [у]H2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:
[у]H = [у]HlimZNZRZV/SH. [1, стр.12]
Предел контактной выносливости [у]Hlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (HBср или HRCср) на поверхности зубьев.
Для выбранной марки стали и термообработки по табл. 2.2 [1, стр. 13]:
Для выбранной марки стали и ТО шестерни
Для выбранной марки стали и ТО колеса
Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно закаленных) SH = 1,1[1, стр. 13].
Коэффициент долговечности ZN учитывающий влияние ресурса:
, при условии 1 ? ZN ? ZNmax (2.1) [1, стр. 13].
Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:
NHG = 30НВср2,4 ? 12*107 [1, стр. 13]
Для шестерни:
NHG1 = 30*285,52,4 = 23 473 395,371 ? 12*107
Для колеса:
NHG2 = 30*248,52,4 = 16 823 044,669 ? 12*107
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:
NК = 60*n*nз*Lh [1, стр. 13]
где nз - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).
Число зацеплений nз и для колеса и для шестерни в данном случае равно 1.
В общем случае суммарное время Lh (в час.) работы передачи вычисляют по формуле
Lh = L*365*Kг*24*Kсут [1, стр. 13]
где
L - число лет работы;
Kг - коэффициент годового использования передачи;
Kсут - коэффициент суточного использования передачи.
Lh = 7 • 365 • 0,8 • 24 • 0,6 = 29 433,6 часов
Для шестерни:
NК1 = 60 • 1440 • 1 • 29 433,6 = 2 463 592 320 оборотов
Для колеса:
NК2 = 60 • 420 • 1 • 29 433,6 = 741 726 720 оборотов
Т.к. в обоих случаях NК > NHG, то принимаем[1, стр. 13]:
NК1 = NHG1 =23 473 395,371
NК2 = NHG2 =16 823 044,669
тогда ZN1 = 1; ZN2 = 1
Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости (ZR = 1 - 0,9). Большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям (Ra = 0,63 ... 1,25 мкм).
Принимаем ZR = 0,9, как для шестерни так и для колеса (переда прирабатываемая).
Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости V ( ZV = 1...1,15). Меньшие значения соответствуют твердым передачам, работающим при малых окружных скоростях (V до 5 м/с).
Принимаем ZV = 1,15, как для шестерни так и для колеса (передача твердая).
Тогда допускаемое контактное напряжение:
Для шестерни:
[у]H1 = [у]HlimZN шZRZV/SH = 641*1*0,9*1,15/1,1 = 603,12 МПа.
Для колеса:
[у]H2 = [у]HlimZN колZRZV/SH = 567*1*0,9*1,15/1,1 = 533,5 МПа.
Для цилиндрических и конических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения можно повысить до значения:
[у]H = 0,45 *([у]H1 + [у]H2) ? [у]Hmin
[у]H = 0,45 *(603,12 + 533,5) = 511,48
[у]Hmin = у]H2 = 533,5 [1, стр. 14]
Принимаем минимальное допускаемое напряжение
[у]H = 533,5 МПа.
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [у]F1 и колеса [у]F2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки: