Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г.В.Плеханова

(технический университет)

	Кафедра КГМиТМ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ (РАБОТА)

	Детали машин и основы конструирования

По дисциплине:________________________________________________________________ ____________

_____________ ^{(наименование учебной дисциплины согласно учебному плану)}

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

	Расчёт одноступенчатого конического редуктора

Тема:___________________________________

Автор: студент гр.: _____________ ____________________ /_______________/

(шифр группы) ^{(подпись) (Ф.И.О.)}

ОЦЕНКА:_______________

Дата: ___________________

ПРОВЕРИЛ

Руководитель проекта: ___________ _____________________ /_______________/

^{(должность) (подпись) (Ф.И.О.)}

Санкт-Петербург

ЛИСТ С ЗАДАНИЕМ

Аннотация

В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого конического зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выход валу двигателя, частоты вращения выходного вала и рассчитанного коэффициента полезного действия ( КПД ), выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.

The summary

In the given course project the account of the single-stage cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of the electric motor is carried out , proceeding from a potency on an output to the shaft of a drive, frequency of rotation of the target shaft and designed efficiency , choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on strength and endurance, the resource of bearings is determined.

Содержание

Аннотация 3

Введение 5

1. Кинематический расчёт 6

2. Выбор материала зубчатых колёс редуктора 8

3. Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости 9

4. Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора 11

5. Определение сил, действующих в зацеплении 12

6. Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев 13

7. Предварительный расчет валов 16

8. Определение реакций опор ведушего вала 19

9. Построение эпюр изгибающих моментов ведущего вала методом сечения 20

10. Проверочный расчет ведущего вала 22

11. Определение реакции опор ведомого вала 24

12. Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала 25

13. Проверочный расчет ведомого вала 27

14. Проверка прочности шпоночных соединений 29

15. Проверка долговечности подшипников 30

16. Расчёт основных размеров корпуса редуктора 32

Список литературы 33

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

В данном курсовом проекте необходимо: произвести кинематический расчёт передачи, выбрать материал зубчатых колес и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения, определить основные параметры передачи, исходя из критерия контактной выносливости, рассчитать геометрию передачи, определить окружную скорость в зацеплении, найти усилия, действующие в зацепление и проверить передачу на контактную и изгибную выносливость, определить ориентировочный диаметр валов, ориентировочно наметить диаметры вала для установки на валах подшипников качения, выполнить эскизную компоновку выходного вала, рассчитать на прочность и выносливость выходной вал редуктора, определить ресурс выбранных ранее подшипников, произвести расчёт на прочность шпоночных соединений с валом.

Графическая честь представляет собой сборочный чертёж конического редуктора со спецификацией деталей и рабочие чертежи указанных в задании деталей.

1. Кинематический расчёт

Рис. 1. Кинематическая схема привода с коническим одноступенчатым редуктором

1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – ведущий вал; 4 – ведомый вал.

1.1. Определение КПД редуктора.

Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, определяется по формуле:

η = η_п² η_к η_м.; η = 0,99² · 0,98 · 0,98 = 0,94,

где η _п =0,99 – КПД одной пары подшипников (см. гл.1, табл. 1.1 [9]);

η _к =0,98 – КПД конических зубчатых колес;

η_м=0,98 - КПД муфты.

1.2. Определение требуемой мощности электродвигателя:

Р₁ = , Р₁= = 16,99 кВт,

где Р₂ – мощность на тихоходном валу, Вт;

1.3. Выбор электродвигателя.

Принят асинхронный электродвигатель АИР180М6, номинальные параметры, которого равны:

n₁ = 980 мин ^–1 – частота вращения вала;

Р_эд = 18,5 кВт – номинальная мощность электродвигателя;

2,9 - коэффициент перегрузки;

1.4.Определение передаточного числа редуктора:

_,

где n₁ – частота вращения ведущего (быстроходного) вала, мин ^-1;

n₂ – частота вращения ведомого (тихоходного) вала, мин ^–1.

u = =6,53.

Принято u =6,3 по ГОСТ 2185-81.

1.5. Вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора:

T₁ = 9550 ∙ _, T₁ = 9550 · = 177 Нм.

Вращающий момент на тихоходом (ведомом) валу:

, = 6,3 · 177 · 0,992∙ 0,98 = 1069 Нм.

1.6.Угловая скорость ведущего вала:

, · 980 = 103 .

Угловая скорость ведомого вала :

, · 150 = 16 .

2. Выбор материала зубчатых колёс редуктора

Исходя из задания, принят материал зубчатых колес со следующими механическими характеристиками:

- для шестерни : сталь : 45

термическая обработка: улучшение

твердость, HB : 269

- для колеса : сталь : 45

термическая обработка: улучшение

твердость, HB : 229

2.1. Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев

шестерни:

= 2 ∙ НВı + 70 = 2 · 269 + 70 = 608 МПа;

= 1,8 ∙ НВı = 1,8 · 269 =484 МПа.

колеса:

= 2 ∙ НВ₂ + 70 = 2 · 229 + 70 = 528 МПа;

= 1,8 ∙ НВ₂ = 1,8 · 229 = 412МПа.

2.2.Определение коэффициента долговечности, при расчете на контактную выносливость.

Расчетное число циклов напряжений, при заданном сроке службы:

60 · 980 · 8 000 = 470,4 · 10⁶ циклов;

60 · 150 · 8 000 = 72 · 10⁶ циклов, где

8 000 часов – заданное число часов работы привода.

Z_HL = 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как , где = 20 · 10⁶ – базовое число циклов напряжений, при термической обработке –улучшение.

2.3. Допускаемые контактные напряжения:

для материалов шестерни:

· 1 = 553 МПа. .

для материалов колес:

· 1 = 480, где

S_{H min} = 1,1– минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала.

Для прямозубых колес в качестве расчетного допустимого контактное напряжение принято наименьшее из допускаемых напряжений:

[σн]=480 МПа.

2.4.Допускаемые изгибные напряжения:

для материала шестерни:

∙ 1 ∙ 1 = 277 МПа;

для материала колеса:

∙ 1 ∙ 1 = 236 МПа, где

S_Fmin = 1,75 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);

Y_N = 1 – коэффициент долговечности,при длительно работающей передаче;

Y_α = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки).

Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости

3.1.Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

,

где K_d =1650 – вспомогательный коэффициент;

0,85 – коэффициент формы зуба;

= 1,06 – коэффициент внутренней динамической нагрузки;

1,08 – коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес, зависящего от и схемы расположения колёс относительно опор.

– коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра: 0,166 ∙ = 1,06.

d_e2^*=1650 ∙ = 90,3 мм

По ГОСТ 12289–76 90 мм.

Значение b = b₁ = b₂ = 14 мм – ширины венцов зубчатых колёс, определяется в зависимости от внешнего делительного диаметра и передаточного числа u, по ГОСТ 12289–76.

3.2.Определение числа зубьев колеса (по эмпирической формуле).

, где

С = 18 – числовой коэффициент, зависящий от вида упрочнения зубьев.

Z₂^* =18 ∙ ∙ = 79,56;

Принято Z₂= 80.

3.3.Определение числа зубьев шестерни.

Z₁= = = 12,7;

Принято 13.

3.4. Определение фактического передаточного числа.

; = 6,15

3.5. Отклонение от ранее принятого значения.

; ∙ 100% = 2,3 %

Отклонение от ранее принятого значения не должно превышать 2,3%.

4. Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора

Рис. 2. Основные геометрические параметры конической передачи

4.1.Углы делительных конусов:

колеса: 6,3 = 26,57º;

шестерни: 90 − 26,57 = 63,43º.

4.2.Внешнее, конусное расстояние:

, R_e = = 102,27 мм.

4.3.Среднее, конусное расстояние:

, R_m = 102,27 − 0,5 · 14 = 95,27мм.

4.4. Предварительное значение внешнего, окружного модуля:

; = 2,52 мм.

4.5.Средний окружной модуль:

; m_nm= = 2,35 мм.

4.6. Внешний, окружной модуль:

; m_е= = 2,52 мм.

где = 0° угол наклона линии зубьев.

4.7. Внешние делительные диаметры:

; 2,52 · 13 = 33 мм,

2,52 · 80 = 202 мм.

4.8. Внешние диаметры вершин зубьев:

+ 2 · m_e · cosδ = 33 + 2 · 2,52 · cos63,43 = 35 мм,

= 202 + 2 · 2,52 · cos26,57 =206 мм.

4.9. Средние, делительные диаметры.

; d₁ = = 31 мм,

d₂ = = 188 мм,

4.10. Окружная скорость в зацеплении.

; υ = = 1,57 м/с.

При такой скорости, для прямозубых колес, принята 7-я степень точности.