Выбор материалов для изготовления деталей редуктора

Министерство образования республики беларусь

Учреждение образования

«Белорусский государственный университет транспорта»

Кафедра «Техническая физика и теоретическая механика»

Расчетно-графическая работа №3

по дисциплине «Прикладная механика»

Раздел «Детали машин»

Выполнила Проверил

Студент группы УК-21 ст. преподаватель

Житкевич А.А. Макеев С. В.

Гомель 2010

Содержание

Задание. 3

1 Определение основных параметров привода и выбор электродвигателя. 4

2 Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений. 6

2.1 Выбор материалов для изготовления деталей редуктора. 6

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений. 7

3 Определение основных геометрических параметров зубчатой передачи. 8

3.1 Расчёт величины межосевого расстояния. 8

3.2 Определение геометрических параметров зубчатых колёс. 9

4 Проверочный расчёт на прочность по контактным напряжениям.. 11

5 Расчёт валов и выбор подшипников. 12

6 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений и расчёт допусков. 14

Список используемой литературы: 16

Приложение А Эскизная компоновка

1 Задание

Принципиальная схема одноступенчатого цилиндрического редуктора с горизонтальным расположением зубчатых колёс (рис. 1):

Исходные данные:

Мощность на ведомом валу двигателя: . Частота вращения ведомого вала: . Передаточное отношение: . Редуктор с горизонтальным расположением зубчатых колёс. Зацепление косозубое.

2 Определение основных параметров привода и выбор электродвигателя

Определим общий КПД привода:

где – КПД зубчатого зацепления цилиндрической передачи, ;

– КПД пары подшипников качения, .

Потребная мощность электродвигателя:

Определяем частоту вращения ведущего вала:

По каталогу электродвигателей выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А закрытый обдуваемый (ГОСТ 19523 – 81); мощность ; ; скольжение ; отношение величин пускового и номинального вращающего моментов .

С учётом скольжения , определяем частоту вращения:

Определим погрешность расхождения:

Полученная погрешность меньше 4%.

Определяем угловые скорости валов редуктора:

;

Определяем мощность на валах:

;

Определяем крутящие моменты на валах:

;

3 Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений

Выбор материалов для изготовления деталей редуктора

При отсутствии особых требований к габаритам передачи для изготовления деталей зубчатой передачи наиболее целесообразно выбирать материалы со средними механическими характеристиками. Твёрдость материала должна при этом удовлетворять условию , что позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки. Для лучшей приработки зубьев шестерни и колеса и равномерного их износа твёрдость материала шестерни должна быть на 10-15 единиц Бриннеля выше твёрдости материала колеса: .

Для изготовления валов рекомендуется выбирать среднеуглеродистую сталь Ст 40X, Ст 45, Ст 5. Для изготовления деталей корпуса наиболее часто применяют чугуны СЧ 10 и СЧ 15.

Улучшение – закалка с нагревом до с последующим отпуском при нагреве до и охлаждении в воде или масле. Нормализация – термообработка с нагревом до и последующим медленным охлаждением. Закалка – нагрев до с последующим быстрым охлаждением в воде или масле.

Для изготовления шестерни выбираем сталь 35 ХМ с твёрдостью , пределом прочности , пределом текучести . Для изготовления колеса принимаем сталь Ст 35 ХНМА улучшенную с твёрдостью , пределом прочности , пределом текучести .При таком выборе материалов шестерни и колеса обеспечивается выполнение условия .

Для изготовления валов принимаем сталь Ст 45 Х, предел прочности , предел текучести .

Для изготовления деталей корпуса редуктора выбираем серый чугун марки СЧ 15, обладающий хорошими линейными свойствами.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Величина допускаемого контактного напряжения определяется по формуле:

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев. Для зубчатых колёс при , ;

– коэффициент безопасности;

– коэффициент долговечности.

В качестве расчётного принимаем среднее значение допускаемого напряжения по условию:

где – допускаемое контактное напряжение зубьев шестерни, ;

– допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, ;

Определяем пределы контактной выносливости материалов шестерни и колеса:

, .

Зубья шестерни и колеса будут иметь однородную по всему объёму структуру (термообработка – улучшение), поэтому принимаем коэффициент безопасности . Редуктор рассчитывается на 30000 часов работы при постоянной нагрузке, в этом случае коэффициент долговечности .

Допускаемые контактные напряжения материалов шестерни и колеса:

, .

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

Принимаем .

4 Определение основных геометрических параметров зубчатой передачи

4.1 Расчёт величины межосевого расстояния

Величина межосевого расстояния определяется по формуле:

где – постоянный коэффициент;

– передаточное отношение ;

– приведенный модуль упругости материалов шестерни и колеса, ;

– крутящий момент на выходном валу, ;

– коэффициент концентрации нагрузки при расчётах по контактным напряжениям;

– коэффициент зависимости ширины колеса от величины межосевого расстояния;

– допускаемое контактное напряжение.

Для прямозубого зацепления , для стальных зубчатых колёс , предварительно определенный крутящий момент на ведомом валу . Принимаем коэффициент зависимости ширины колеса от величины межосевого расстояния . Тогда коэффициент зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра определяется по формуле:

По графику определяем коэффициент концентрации нагрузки при расчётах по контактным напряжениям .

Полученные значения подставляем в формулу для определения межосевого расстояния:

В результате расчёта получили значение . Так как редуктор предназначен для мелкосерийного производства, то принимать стандартное межосевое расстояние не обязательно. Расчётное значение межосевого расстояния округляем по ряду нормальных линейных размеров . Принимаем .

4.2 Определение геометрических параметров зубчатых колёс

Ширину колеса определяем по формуле . Принимаем . Ширина шестерни должна быть на больше ширины колеса: .

Нормальный модуль зацепления принимаем в пределах:

Принимаем стандартный модуль зацепления .

При определении оптимального угла наклона зуба учитываем, что коэффициент осевого перекрытия должен соответствовать условию ε_β >1,1.

Примем εβ =1,6. Угол наклона зуба, который должен быть в пределах 8°< β <20°, определяется по формуле

Тогдаугол наклона зуба к образующей делительного цилиндра

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем целое число

Число зубьев шестерни определяется по формуле . Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное отношение: .

Определяем процентное отклонение от заданного значения (отклонение не должно превышать 4%):

Фактическая частота вращения ведомого вала редуктора

Отклонение действительной частоты вращения ведомого вала от заданной не должно превышать 4 %.

Величину угла наклона зуба уточняем при помощи формулы

°.

Делительные размеры шестерни и колеса:

; .

Фактическое межосевое расстояние:

Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса:

;

Диаметры окружностей впадин шестерни и колеса (где – радиальный зазор):

;

5 Проверочный расчёт на прочность по контактным напряжениям

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

где – коэффициент, учитывающий повышение прочности косозубых передач по контактным напряжениям (для прямозубого зацепления );

– стандартный угол зацепления, ;

– коэффициент расчётной нагрузки.

Окружная скорость определяется по формуле . Степень точности передачи назначаем 8. .

Коэффициент торцового перекрытия:

Коэффициент, учитывающих повышение прочности косозубых передач по контактным напряжениям:

Коэффициент расчётной нагрузки определяется по формуле:

где – коэффициент концентрации напряжений;

– коэффициент, учитывающий динамический характер приложения нагрузки. Определяется по графику в зависимости от окружной скорости и назначенного квалитета точности изготовления передачи.

Фактическое напряжение в линии контакта зубьев не должно превышать допускаемое более чем на 4 % и не должно быть менее допускаемого более чем на 20 %.

6 Расчёт валов и выбор подшипников

Определяем минимально допускаемые диаметры ведущего и ведомого валов редуктора из расчёта на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

где – допускаемое касательное напряжение, . Принимаем ;

– крутящий момент на i-ом вале редуктора, . На ведущем , на ведомом .

Для ведущего вала: .

По ряду нормальных линейных размеров принимаем . Так как минимальная разница диаметров вала одной ступени должна быть не менее , то назначаем следующие диаметры: – для установки уплотнительной манжеты и посадки внутренних колец подшипников; – для посадки зубчатого колеса. При выполнение условия целесообразно изготовить вал и шестерню в виде одной детали.

В нашем случае , поэтому вал и шестерню будем изготавливать в виде одной детали.

Для ведомого вала: .

По ряду нормальных линейных размеров принимаем . Диаметр для установки уплотнительной манжеты и посадки внутренних колец подшипников – ; для посадки зубчатого колеса – . Высота буртика – .

Подбираем подшипники:

По ГОСТ 7242-81 назначаем подшипники.

Для ведущего вала – подшипник 309 средней серии, у которого , , , , динамическая грузоподъемность , статическая грузоподъемность .

Для ведомого вала – подшипник 317 средней серии, у которого , , , , динамическая грузоподъемность , статическая грузоподъемность .

7 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений и расчёт допусков

Для соединения зубчатого колеса с ведомым валом выбираем посадку Ø , для подшипников: на ведущем валу Ø и Ø , на ведомом – Ø и Ø .

Определим систему образования посадки: система отверстия.

Определим допуски по квалитетам отверстия и вала:

, .

Определяем значения основных отклонений вала и отверстия:

, .

Определяем оставшиеся отклонения (верхние):