Расчетнопояснительная записка по курсовому проекту по курсу
“Основы конструирования”
Выполнил
……………………..
Принял
Усольцев С.Н.
Новоуральск
1996
СОДЕРЖАНИЕ
1. Выбор кинематической схемы редуктора 5
2. Проектировочный расчет зубчатых передач 7
2.1. Расчет первой ступени 7
2.1.1. Расчет геометрических параметров 7
2.1.2. Расчет сил, действующих в зацеплении 9
2.1.3. Подбор подшипников 9
2.2. Расчет второй ступени 10
2.3. Расчет третьей ступени 11
2.4. Расчет четвертой ступени 13
3. Проверочный расчет четвертой ступени 14
4. Проверочный расчет наиболее нагруженного выходного вала 18
5. Проверочный расчет шлицевого соединения 19
6. Проверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного
выходного вала 20
7. Тепловой расчет редуктора 21
8. Расчет параметров корпусной детали 22
9. Литература 24
Рис.1
Рис. 2
Рис. 3
1. Выбор кинематической схемы редуктора
Рассмотрим три возможные кинематические схемы редуктора, приведенные
соответственно на рис.1, 2 и 3, отвечающие требованиям задания на
проектирование и выберем наиболее подходящую, руководствуясь такими
критериями, как стоимость, собираемость, ремонтопригодность,
долговечность, плавность работы и т.д.
Рассчитаем кинематические параметры редукторов по нижеуказанным
соотношениям и занесем результаты расчетов в табл. 1. Все формулы и
соотношения взяты из [3].
Величина крутящего момента ТВЫХ на выходном вале:
,
где TЗАДвеличина выходного крутящего момента, Нм;
коэффициент полезного действия передачи.
Крутящий момент на промежуточном вале Т рассчитывается по формуле:
,
где ТПРЕДкрутящий момент на предыдущем вале;
uпередаточное отношение с предыдущего вала на расчетный.
Мощность Р, передаваемая валом, определяется как:
Р=Т,
где угловая скорость вращения вала.
Минимально необходимый диаметр вала d может быть рассчитан следующим
образом:
,
где []=(0.0250.03)Вмаксимально допускаемое напряжение на изгиб, МПа.
Для стали 40Х В=600 при ТОулучшение.
Общий КПД редуктора рассчитывается перемножением всех валов и передач.
Таблица 1
Наименование характеристикиСхема 1Схема 2Схема 3Передаточное отношение
u123.153.1511.11u233.553.552.8u342.83.15u453.155u563.15u146.3Частота
вращения вала n1,
об/мин100010001000n232032090n3909032n43215910n51032n610Крутящий момент
на валу 1,
Нм14614313724373001517315061010134941322278404054040134964040Мощность,
передаваемая валом 1,
Вт1530315024144452146601003214299314201951945224443046324230542304522629
1Минимальный диаметр вала 1,
мм34343425044753756571471421035103716103Общий КПД
редуктора0.840.810.66Наружный диаметр шестерни d1, мм736090Наружный
диаметр колеса D2,
мм200190327d2605690D3210200254d39090D4254378283d49065D5283325d590D6283Дл
ина редуктора, мм730650400ширина560650700высота330650400
Вывод: выбираем схему 1, как обладающую многими преимуществами по
сравнению со схемами 2 и 3, например: высокий КПД, умеренные габаритные
размеры, сравнительно высокую технологичность изготовления
(собираемость), смазываемость т.д.
2. Проектировочный расчет зубчатых передач
Беря за основу данные табл.1 и с помощью [2], мы рассчитаем
геометрические параметры всех ступеней редуктора.
2.1. Расчет первой ступени
2.1.1. Расчет геометрических параметров
Первая ступень состоит из конической зубчатой передачи с круговыми
зубьями. Материал передачи выберем следующий:
· шестерняст. 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =900 МПа, =270
МПа.
· колесост. 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =850 МПа, =265
МПа.
Выберем для проектировочного расчета угол наклона зубьев =35.
=900 МПадопускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому
числу циклов NH0 перемены напряжений для материала ст. 40Х при закалке
ТВЧ с охватом дна впадины.
НР=900 МПа.
Далее, учитывая:
,
где НР1=900 МПахарактеристика материала шестерни;
НР2=850 МПа характеристика материала колеса, получим:
=787 МПа.
Согласно [2], воспользуемся следующей формулой для расчета диаметра
основной окружности шестерни конической передачи dE1:
,
где Кd=835коэффициент, учитывающий геометрические параметры конической
передачи;
Kbe=0.3коэффициент ширины зубчатого венца, так как U>3;
KH=1.15коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии
значения параметра
=0.6,
=63 мм.
Рассчитаем внешнее конусное расстояние Re:
,
где 1=arctg(U)=17.6угол заборного конуса шестерни.
=104 мм.
Вычислим модуль передачи mte:
,
где z1=16 принятое согласно [2] количество зубьев шестерни.
mte=63/16=4.5 мм.
Для обеспечения прочности по изгибу определим минимально допустимый
средний нормальный модуль mnm:
,
где Km=10для колес с круговыми зубьями;
KF=1.24коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии
значения параметра
=0.6;
коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле:
,
где YF1=3.9принимается по таб. 7.1. при z1=14;
x1=0.012коэффициент изменения толщины зуба у шестерни; принимается по
таб. 7.3. при круговых зубьях.
=3.9;
bd=0.63коэффициент ширины зубчатого венца; вычисляется по соотношению:
=270допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее
числу циклов перемены напряжений NF0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с
охватом дна впадины;
=2.883 мм.
Проверка на соответствие величины модулей передачи:
,
практически тождество.
Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи:
,
где dae1внешний диаметр вершин зубьев шестерни;
hae1внешняя высота головки зуба.
dae1=73 мм.
Сделав аналогичные расчеты для колеса, получим:
dae2=200 мм.
Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев
шестерни В1:
,
В1=97 мм.
Все параметры передачи первой ступени занесем в табл. 2.
Таблица 2
Параметр ЗначениеТипКоническая с круговым зубомdae173 ммdae2200 ммRe107
ммB197 ммz116z2442.1.2. Расчет сил, действующих в зацеплении
Окружная сила:
,
=4634 н.
Радиальная сила на шестерни:
,
где знак в зацеплении взят из табл. 7.8 при условии вращении шестерни по
часовой стрелки и правом направлении линии наклона зубьев.
=13000 н.
Осевая сила на шестерни:
,
где знак выбран при аналогичных условиях.
=7960.
Расчет для колеса:
,
=8186 н.
,
=12910 н.
2.1.3. Подбор подшипников
Выберем ориентировочно однорядные роликоподшипники средней широкой
серии. Для расчета эквивалентной нагрузки воспользуемся схемой расчета,
представленной в [2]. Пусть:
,
где Fsосевая сила, возникающая в подшипнике в результате действия
радиальной нагрузки;
=5700 н.
Тогда согласно таблице 11.3 имеем:
,
где Fa1осевая нагрузка в удаленном подшипнике;
Fa2осевая нагрузка в подшипнике, ближайшем к шестерне;
Fa1=5700 н;
Fa2=5700+12910=18700 н.
Рассчитаем эквивалентную нагрузку Р:
,
где V=1коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце;
Хкоэффициент осевой нагрузки;
Y коэффициент радиальной нагрузки;
K=1.5коэффициент безопасности;
KТ=1температурный коэффициент;
Frрадиальная нагрузка, действующая на один подшипник; при условии
разнесенности опор можно предполагать, что вся радиальная нагрузка
действует на один подшипник.
Fxосевая нагрузка.
=51000 н.
Следует взять подшипник 7606 со следующими характеристиками:
d=30ммпосадочный диаметр;
D=90 ммнаружный диаметр;
T=26.25 ммгабаритная ширина подшипника;
T=21 ммширина внутреннего кольца подшипника;
С0=51000 нгрузоподъемность достаточна.
Для второй опоры выберем роликовый радиальный с короткими
цилиндрическими роликами типа 32206 А.
2.2. Расчет второй ступени
Вторая ступень состоит из косозубой цилиндрической передачи с углом
наклона зубьев =15. Материал передачи выберем следующий:
· шестерняст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и
шлифованием;=1100 МПа, =300 МПа.
· колесост. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и
шлифованием;=1050 МПа, =295 МПа.
KH=1.15коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии
значения параметра
=0.6
=90 мм.
Рассчитаем внешнее конусное расстояние Re:
,
где 1=arctg(U)=19.6угол заборного конуса шестерни.
мм.
Вычислим модуль передачи mte:
,
где z1=20 принятое согласно [2] количество зубьев шестерни.
mte=90/20=4.5 мм.
Для обеспечения прочности по изгибу определим минимально допустимый
средний нормальный модуль mnm:
,
где Km=10для колес с круговыми зубьями;
KF=1.24коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии
значения параметра
=0.6
коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле:
,
где YF1=3.87принимается по таб. 7.1. при z1=20;
x1=0.012коэффициент изменения толщины зуба у шестерни; принимается по
таб. 7.3. при круговых зубьях.
=3.96;
bd=0.63коэффициент ширины зубчатого венца; вычисляется по соотношению:
=300допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее
числу циклов перемены напряжений NF0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с
охватом дна впадины;
=2 мм.
Проверка на соответствие величины модулей передачи:
,
примерно совпадает.
Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи:
,
где dae2внешний диаметр вершин зубьев шестерни;
hae2внешняя высота головки зуба.
dae2=254 мм.
z2=56число зубьев колеса. Расчет сил в зацеплении производится по
алгоритму пункта 3.3.3.
Все параметры передачи третьей ступени занесем в табл. 4.
Таблица 4
Параметр ЗначениеТипКоническая с круговым зубомdae190 ммdae2254 ммRe134
ммB1125 ммz120z256 Подшипники назначим: два одинарных конических
роликоподшипника 7512 и роликовый радиальный с короткими цилиндрическими
роликами типа 32206 А.
2.4. Расчет четвертой ступени
Четвертая ступень состоит из косозубой цилиндрической передачи с углом
наклона зубьев =15. Материал передачи выберем следующий:
· шестерняст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и
шлифованием;=1100 МПа, =300 МПа.
· колесост. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и
шлифованием;=1050 МПа, =295 МПа.
=5.79неприемлемо. После пересчета на меньший диаметр получаем:
d=65 мм, для которого s=1.59.
5. Проверочный расчет шлицевого соединения
Выполним расчет выполним по формуле [1] для эвольвентного шлицевого
соединения:
,
где Т=4040 нмпередаваемый крутящий момент;
z=22число зубьев;
Асм=210-4 м2расчетная поверхность смятия согласно формуле:
Асм=0.8ml,
где m=3 мммодуль эвольвентного зацепления;
l=90 ммдлина зацепления;
Rср=32.5 ммсредний радиус;
[см]=120 МПапри спокойной нагрузке и неподвижном соединении;
верно.
6. Проверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного
выходного вала
Проектируем подшипники согласно величине посадочного диаметра.
Вследствие использования в редукторе зубчатых передач со значительными
осевыми нагрузками будем использовать однорядные роликоподшипники легкой
серии.
Эквивалентная нагрузка Р:
,
где V=1коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце;
Хкоэффициент осевой нагрузки;
Y коэффициент радиальной нагрузки;
K=1.5коэффициент безопасности;
KТ=1температурный коэффициент;
Frрадиальная нагрузка действующая на один подшипник, учитывая
симметричность расположения опор и Fr=11000;
Fxосевая нагрузка.
Расчет производим согласно [4]. Предполагаем, что будем использовать
однорядные роликоподшипники легкой серии. Эквивалентная нагрузка Р
рассчитывается по соотношению, взятому для данного типа подшипников:
,
где Fr=5500 нрадиальная нагрузка действующая на один подшипник, учитывая
симметричность расположения опор и Fr=11000;
Fx=8000 носевая нагрузка.
Р=(0.415500+1.918000)=26200 н.
Данное соотношение справедливо при:
Fa/(VFr)>e,
где e=0.31характеристика подшипника.
5500/8000>0.31.
Принимаем подшипник 7214 легкой серии со следующими характеристиками:
d=70 ммпосадочный диаметр;
D=125 ммвнешний диаметр наружных колец;
T=26.25 ммгабаритная ширина подшипника;
T=21 ммширина внутреннего кольца подшипника;
С0=82000>26200 нгрузоподъемность превышает необходимый минимум в 3 раза.
7. Тепловой расчет редуктора
Согласно [3], тепловой расчет редуктора необходимо проводить в случае
употребления червячной передачи или низкого общего КПД редуктора.
Условие работы редуктора без перегрева [3]:
Неправильная кодировка в тексте? В работе не достает каких либо картинок? Документ отформатирован некорректно? Вы можете скачать правильно отформатированную работу Скачать реферат