Проектирование деталей машин

Содержание

 

 

 

 

 

 

Введение

     Цель данной работы – в соответствии с исходными данными подобрать основные параметры двигателя, который включает  в себя расчет параметров конической и цилиндрической зубчатых передач, проверку на контактную и изгибную прочность зубьев этих передач; предварительный расчет, проектирование, расчет на усталостную прочность и на статическую прочность от действия пиковых нагрузок валов; подбор и расчет подшипников; расчет элементов корпуса; выбор смазки редуктора.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные.

Тяговое усилие F,кН	4,5
Скорость ленты  V,м/с	1,1
Диаметр барабана D,м	0,3
Режим работы	Средний равновероятностный
Продолжительность включения, %	30
Срок службы в годах	6
Коэффициент использования  привода: в течение года в течение суток	0,7 0,6

 

 

Двухскоростной редуктор.

1-2, 3-4 – рабочий ход.

1,2,5,6,7 – обратный холостой  ход.

6 – паразитная шестерня.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Выбор электродвигателя и расчет  основных параметров привода.

1.1. Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность

  Где – общий КПД привода.

,

  =0,98 - КПД конической зубчатой передачи,

=0,97- КПД цилиндрической передачи,

=0,99 - КПД одной пары подшипников качения.

 По требуемой мощности из таб. П.1 выбираем асинхронный электродвигатель 132М8 c ближайшей большей стандартной мощностью Р=5,5 кВт, синхронной частотой вращения n_c=750 об/мин и скольжением S=4,1%, d_вала=38мм.

1.2. Частота вращения вала двигателя.

1.3. Требуемая частота вращения  барабана.

1.4. Общее передаточное отношение привода.

1.5. Передаточное число зубчатой передачи

Для конической передачи редуктора выберем передаточное число

Для цилиндрической передачи:

Полученное значение округлим до ближайшего стандартного. Принимаем  .

1.6. Частоты вращения валов.

 

1.7. Мощности, передаваемые валами.

1.8. Крутящие моменты, передаваемые валами.

 

Вал	ni	Pi	Ti
Ι	719	4,95	65,75
ΙΙ	287,6	4,8	159,39
ΙΙΙ	71,9	4,6	610,99

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет конической передачи.

2.1 Выбор материалов зубчатых колес.

Определяем размеры заготовок по формулам:

 

 

Выбираем для колеса и шестерни материал  сталь 40Х, термообработка – улучшение; твердость  поверхности зуба шестерни 269-302 HB; D_m1=125мм, D_m1 > D_m , твердость  поверхности зуба колеса 235-262HB; S_m1=125мм, S_m1 > S_m.

Средние значения твердости  поверхности зуба шестерни и колеса:

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

  Предел контактной выносливости:

Коэффициент безопасности: _;

 

Коэффициент долговечности:

 

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений:

,

где =0,25 коэффициент эквивалентности для средне равновероятного режима работы.

Суммарное число циклов нагружения:

,

 

где с=1, t_h – суммарное время работы передачи, , .

В результате получим:

,

 

,

Допускаемые контактные напряжения:

 

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

 

Допускаемые напряжения изгиба.

,

Пределы изгибной выносливости зубьев

,

Коэффициент безопасности при изгибе

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода: , .

Коэффициент долговечности

,

где -показатель степени кривой усталости, ,     .

- базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число  циклов напряжений при изгибе

,

 где   , -коэффициенты эквивалентности для среднего равновероятного режима работы

Поскольку , примем .

Вычислим 

Определим допускаемые  напряжения изгиба для шестерни и  колеса:

2.3 Проектный расчет передачи 

Внешний делительный диаметр колеса.

где =65,75 Нм–крутящий момент на шестерне; =1,2 – коэффициент контактной нагрузки; – коэффициент, учитывающий снижение несущей способности зуба конической передачи по сравнению с зубом цилиндрической передачи.

Полученную величину округлим до ближайшего большего стандартного  значения =200мм.

 

Модуль, числа зубьев колес и фактическое передаточное число.

Определяем значение модуля

Округлим модуль до ближайшего большего стандартного значения из первого ряда: =2,5мм.

Число зубьев колеса .

Число зубьев шестерни

Фактическое передаточное число:

,

Геометрические параметры передачи.

Внешние делительные  диаметры колеса и шестерни

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца

Округляем b до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров: b=34мм.

Коэффициенты смещения шестерни и колеса.

где = – угол наклона средней линии зуба.

Средняя окружная скорость в зацеплении.

где – средний делительный диаметр шестерни,

Тогда

 

Назначаем степень точности , учитывая, что V<5м/c.

2.4. Проверочный расчет передачи.

Проверка контактной прочности зубьев.

Для проверочного расчета  на контактную прочность используем формулу

–коэффициент контактной нагрузки .

Коэффициент распределения нагрузки по ширине колеса , где при HB₂<350, . Динамический коэффициент

Тогда

Поскольку , выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям

 

 

Проверка изгибной прочности зубьев.

где ,

–коэффициент формы зуба колеса,

–коэффициент нагрузки при изгибе

.

Здесь –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса;

– динамический коэффициент.

Для определения этих коэффициентов  используем следующие выражения

Эквивалентные числа  зубьев

Коэффициенты формы  зуба

Напряжения изгиба

 

2.5. Силы в зубчатой передаче

Окружные силы

 

Радиальная  и осевая силы на шестерне:

Радиальная и осевая силы на колесе

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет цилиндрической передачи.

3.1. Выбор материалов зубчатых  колес.

Определяем размеры заготовок по формулам:

 

 

Выбираем для колеса и шестерни материал  сталь 40Х, термообработка – улучшение; твердость  поверхности зуба шестерни 269-302 HB; D_m1=125мм, D_m1 > D_m , твердость  поверхности зуба колеса 235-262HB; S_m1=125мм, S_m1 > S_m.

Средние значения твердости поверхности  зуба шестерни и колеса:

3.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

  Предел контактной выносливости:

Коэффициент безопасности: _;

 

Коэффициент долговечности:

 

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений:

,

где =0,25 коэффициент эквивалентности для средне равновероятного режима работы.

Суммарное число циклов нагружения:

,

 

где с=1, t_h – суммарное время работы передачи, , .

В результате получим:

,

 

,

Допускаемые контактные напряжения:

 

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

 

Допускаемые напряжения изгиба.

,

Пределы изгибной выносливости зубьев

,

Коэффициент безопасности при изгибе

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода: , .

Коэффициент долговечности

,

где -показатель степени кривой усталости, ,     .

- базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

,

 где   , -коэффициенты эквивалентности для среднего равновероятного режима работы

Поскольку , примем .

Вычислим 

Определим допускаемые  напряжения изгиба для шестерни и  колеса:

3.3. Определение геометрических размеров передачи

Межосевое расстояние.

,

где для прямозубых передач,

- коэффициент ширины зубчатого венца.

На этапе проектного расчёта задаемся значением коэффициента контактной нагрузки    .

Полученное межосевое  расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения

 

Модуль, числа зубьев колёс и коэффициенты смещения.

, выбираем стандартный модуль 

Суммарное число зубьев передачи: .

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:  . 

Фактическое передаточное число:

Отличие фактического передаточного  числа от номинального

Учитывая, что Z₁>17, принимаем коэффициенты смещения х₁ = 0, х₂ = 0.

 

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

 

Ширина зубчатого венца  колеса:

                  

Ширину зубчатого венца  шестерни принимают на 2…5мм больше, чем .Примем =67мм.

Диаметры окружностей  зубчатых колёс:

 

Диаметры окружности вершин зубьев зубчатых колёс:

 

Диаметры окружности впадин зубьев:

Окружная скорость в  зацеплении и степень точности передачи

Для полученной скорости назначим степень точности передачи .

3.4. Проверочный расчёт передачи.

 

Проверка контактной прочности зубьев.

,

 где для прямозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки

.

Коэффициент неравномерности  распределения нагрузки между зубьями 

 ,

где А=0,06 - для прямозубых передач;

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При для определения используем выражение:

 

Тогда

Коэффициент неравномерности  распределения нагрузки по ширине колеса

.

Для определения  вычислим коэффициент ширины венца по диаметру:

По значению определим методом линейной интерполяции

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

Окончательно найдем                                       

 

Перегрузка по контактным напряжениям составляет: