Расчет зубчатого редуктора

редуктор Горшков.dwg

Курсовой проект по ДМ и ОК
Техническая характеристика 1.Крутящий момент на тихоходном валу - 262 Н*м 2.Частота вращения тихоходного вала - 200 обмин 3.Передаточное число - 4
Технические требования 1.Осевой зазор валов регулировать кольцами поз. 7
поз. 8 2.Плоскость разъема покрыть тонкм слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке редуктора

Горшков.docx

Российский университет Дружбы народов
Кафедра «Прочность материалов и конструкций»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
по дисциплине " Детали машин и основы конструирования
на тему "Расчет зубчатого редуктора
Руководитель проекта:
Выбор электродвигателя кинематический и силовой
расчет редуктора ..3
Выбор материалов зубчатых колес и определение
допускаемых напряжений .4
Расчет зубчатой передачи 5
1.Проектировочный расчет зубчатой передачи .5
2.Определение геометрических размеров зубчатой передачи .6
3. Проверочный расчет зубчатой передачи .7
Расчет подшипников .13
Расчет шпоночных соединений 15
Расчет одноступенчатого зубчатого редуктора
Мощность на выходном валу Рвых кВт - 5
Частота вращения выходного вала nвых обмин- 200
Режим нагружения- постоянный
Срок службы час- длительный
Дополнительные условия- нагрузка нереверсивная
пр = м * з.п. = 098 * 097 = 095
где м = 098 – к.п.д. муфты;
з.п. = 097 – к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи.
Требуемая мощность электродвигателя
Оптимальная частота вращения электродвигателя:
nдв.опт. = nвых * uопт = 200 *(3 6) = 600 1200 обмин
где uопт = 3 6 – оптимальное передаточное число одноступенчатого редуктора (по рекомендациям).
Подбираем двигатель 4А132S6У3
Рдв= 55 кВт;nдв = 965 обмин; ТmaxТном = 25
Общее передаточное число редуктора
Определим частоты вращения валов
n1 = nдв = 965 обмин
Определим вращающие моменты на валах
Т2 = Т1 * u12 = 544 * 4825 = 2626 Н*м
допускаемых напряжений
Выбираем для зубчатых колес материал - сталь 40Х.
Термообработка – улучшение.
в = 950 МПа т = 800 МПа НВ=269 302
Назначаем твердость зубьев:
- шестерня НВ1 = 290;
Определим допускаемые контактные напряжения
где SH = 11 – коэффициент запаса контактной прочности;
КHL = 1 - коэффициент долговечности;
Hlimb – предел контактной выносливости.
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
[H] = [H]2 = 554 МПа
Определим допускаемые изгибные напряжения
где SF = 17 - коэффициент запаса изгибной прочности;
KFC = 1 – коэффициент реверсивности.
Определим допускаемые предельные напряжения при действии максимальной нагрузки
[H]max = 28 т = 28 * 800 = 1280 МПа
[F]max = 37 НВ = 37 * 270 = 999 МПа
Расчет зубчатой передачи
1.Проектировочный расчет зубчатой передачи
Определим делительный диаметр шестерен
где Кd = 675 (для косозубых зубчатых цилиндрических передач);
Т1 = 544 Н*м – вращающий момент на валу шестерни;
bd = 10 - коэффициент ширины зуба ;
KH1 = 113 – коэффициент концентрации нагрузки;
Ширина венцов зубчатых колес:
bW2= b2 = bd * d1 = 1 * 42 = 42 мм
b1 = b2 + 6 = 42 + 6 = 48 мм
Определим модуль зацепления
Назначаем mn12 = 2 мм.
Задаемся углом наклона зубьев
Определим числа зубьев колес
z2 = z1 * u12 = 20 * 4825 = 96
Определим межосевое расстояние
По стандарту aw12 = 125 мм.
Уточним угол наклона зубьев
2.Определение геометрических размеров зубчатой передачи
Делительные и начальные диаметры:
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2*mn12 = 431 + 2 * 2 = 471 мм
da2 = d2 + 2*mn12 = 2069 + 2 * 2 = 2109 мм
df1 = d1 – 25*mn12 = 431 – 25 *2 = 381 мм
df2 = d2 – 25*mn12 = 2069 – 25 * 2 = 2019 мм
3. Проверочный расчет зубчатой передачи
Определим окружную скорость зубчатых колес
Назначаем 8-ю степень точности.
Определим усилия в зацеплении:
Fa12 = Ft12 * tg 12 = 2524 * tg 2187 = 1013 H
Расчетные напряжения изгиба в зубьях определим по формуле
где YF12 = 38 – коэффициент формы зуба зависит от эквивалентного числа зубьев;
Y - коэффициент угла наклона зубьев;
Проведем проверочный расчет прочности при перегрузках
Таблица геометрических параметров зубчатых колес
Межосевое расстояние мм
Ширина венца шестерни мм
Ширина венца колеса мм
Число зубьев шестерни
Угол наклона зубьев град.
Начальный диаметр шестерни мм
Начальный диаметр колеса мм
Диаметр вершин шестерни мм
Диаметр вершин колеса мм
Диаметр впадин шестерни мм
Диаметр впадин колеса мм
В курсовом проекте для входного вала рассчитываем только реакции
опор выходной вал рассчитываем дополнительно на статическую и усталостную прочность.
Расчетная схема входного вала показана на рис. 1.
Ft1 = 2524 Н;Fr1 = 990 H;Fa1 = 1013 Н.
Усилие от муфты определим по формуле
Определим реакции опор.
Плоскость YOX (вертикальная)
МВ = 0YA*94 + Fr1*47 + Fa1*22 = 0
МА = 0YB*94 + Fr1*47 - Fa1*22 = 0
ПроверкаYA + YB + Fr1 = 0;-732 – 258 + 990 = 0; -990 + 990 = 0.
Плоскость ZOX (горизонтальная)
МВ = 0ZA*94 - Ft1*47 - Fм*159 = 0
МА = 0ZB*94 - Ft1*47 + Fм*65 = 0
Проверка ZA + ZB – Ft1 – Fм = 0;
60 + 854 – 2524 - 590 = 0; 3114 - 3114 = 0.
Суммарные реакции опор
Расчетная схема и эпюры моментов для выходного вала показаны на рис. 2.
Ft2 = 2524 Н;Fr2 = 990 H;Fa2 = 1013 Н.
МВ = 0YA*94 - Fr2*47 + Fa2*103 = 0
МА = 0YB*94 - Fr2*47 - Fa2*103 = 0
ПроверкаYA + YB - Fr2 = 0;-615 + 1605 - 990 = 0; -1605 + 1605 = 0.
МВ = 0ZA*94 + Ft2*47 - Fм*75 = 0
МА = 0ZB*94 + Ft2*47 + Fм*169 = 0
Проверка ZA + ZB + Ft1 + Fм = 0;
70 - 8545 + 2524 + 4051 = 0; 8545 - 8545 = 0.
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Суммарный изгибающий момент определяем по формуле
Опасное сечение под опорой В. Проверим вал на статическую прочность.
Условие статической прочности имеет вид
где - нормальные напряжения изгиба в опасном сечении;
d = 40 мм – диаметр вала в расчетном сечении;
- напряжения кручения в опасном сечении;
Кn = 25 – коэффициент перегрузки.
[] – допускаемое напряжение;
[] = 08*т = 08 * 800 = 640 МПа.
Условие статической прочности вала соблюдается.
Проверим вал на усталость. Запас усталостной прочности по напряжениям изгиба определим по формуле
где -1 – предел выносливости материала вала на изгиб;
-1 = (04 05)*в = (04 05)*950 = 380 475 МПа = 400 МПа
К = 2 - эффективный коэффициент концентрации напряжений [2];
Кd = 065 – масштабный фактор [2];
КF = 085 – фактор шероховатости [2];
= 015 – коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла;
а = = 475 МПа – амплитудное напряжение цикла;
m – среднее напряжение цикла;
Запас усталостной прочности по напряжениям кручения определим по формуле
-1 = (02 03)*в = (02 03)*950 = 190 285 МПа = 200 МПа
К = 1.4 - эффективный коэффициент концентрации напряжений [2];
= 01 – коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла;
а = m = 2 = 2052 = 102 МПа – амплитудное и среднее напряжения цикла;
Полный запас прочности определим по формуле
Условие выносливости выполняется.
Расчетная схема подшипников входного вала показана на рис.3.
RA = 2375 Н;RВ = 892 Н;Fa = 1013 Н;
Подшипник шариковый радиальный средней серии №306
d = 30 мм; D=72 мм; В = 19 мм; С0 = 14600 Н; Сr = 28100 Н.
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определится по формуле
где Fr = 2375 H Fa = 1013 H – радиальная и осевая нагрузки на подшипник;
V = 1 – коэффициент вращения;
К = 13 – коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент;
Ка = 044 – коэффициент взаимосвязи радиального и осевого нагружения.
Ресурс подшипника в часах.
Расчетная схема подшипников выходного вала показана на рис.3.
RA = 2064 Н;RВ = 8694 Н;Fa = 1013 Н;
Подшипник шариковый радиальный средней серии №308
d = 40 мм; D=90 мм; В = 23 мм; С0 = 22400 Н; Сr = 41000 Н.
где Fr = 8694 H Fa = 1013 H – радиальная и осевая нагрузки на подшипник;
Ка = 0 – коэффициент взаимосвязи радиального и осевого нагружения.
Расчет шпоночных соединений
d = 28 мм – расчетный диаметр;
Т = 544 Н*м – расчетный крутящий момент;
b x h = 8 x 7 – размеры сечения шпонки.
Рабочая длина шпонки
где []см = 80 150 МПа – допускаемое напряжение смятия материала шпонки.
L ≥ Lр + b = 11 + 8 = 19 мм
Принимаем L = 25 мм.
d = 38 мм – расчетный диаметр;
Т = 2626 Н*м – расчетный крутящий момент;
b x h = 10 x 8 – размеры сечения шпонки.
L ≥ Lр + b = 28 + 10 = 38 мм
Принимаем L = 40 мм.
d = 44 мм – расчетный диаметр;
b x h = 12 x 8 – размеры сечения шпонки.
L ≥ Lр + b = 30 + 12 = 42 мм
Принимаем L = 45 мм.
Подшипники в редукторе смазываются разбрызгиванием от масляного тумана образующегося от вращения зубчатых колес. Зубчатые колеса смазываются окунанием в масляную ванну. Глубина погружения тихоходного колеса в масло 02dт.
В соответствии с рекомендациями [1] для контактных напряжений
Н = 554 МПа и окружной скорости V = до 2 мс требуется вязкость масла
мм2с. Подходит масло И-Г-А-32.
Объем масла определим по формуле
Vм = (05 08)*Рдв = (05 08)*55 = 275 44 л = 35 л
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие. – М.: Издательский центр "Академия" 2003.
Иванов М.Н. Детали машин. Учебник. – М.: Высшая школа 1998.