Детали машин и основы конструирования

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ и ОК 01.02.06 ПЗ

НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПЕДАГОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет управления и социально-технических сервисов

Кафедра "Технологий сервиса и технологического образования"

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

к курсовой работе по дисциплине "Детали машин и основы конструирования"

Студент Жолнина О.М. Группа ЭЗ-10-1

КОД ЗАДАНИЯ КР ДМ и ОК 01.02.06

Тема: Расчет и конструирование одноступенчатой зубчатой передачи

Исходные данные по варианту 06 задания:

Номинальный вращающий момент Т= 90Н∙м

Частота вращения n1=700мин-1

Частота вращения n2=200мин-1

Долговечность Lh=9000часов

Схема задания:

Рисунок 1. Кинематическая схема привода

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

1. Проектировочный расчет зубчатой передачи редуктора

1.1. Определение передаточного числа и моментов на валах

1.1.1. Передаточное число передачи определяется по формуле

где n1 =700мин-1 – частота вращения быстроходного вала;

n2 =200мин-1 – частота вращения тихоходного вала.

Принимаем стандартное передаточное число u=3,55

1.1.2. Момент на быстроходном валу определяется по формуле

Н∙м

1.2. Материалы и термообработка зубчатых колес

В целях унификации материалов для зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Исходя из задания, назначаем термообработку зубьев:

-шестерен z1 – поверхностную закалку ТВЧ1

-колес z2 – улучшение У2

Механические свойства стали 40Х после термообработки представлены в таблице

Таблица 1.1

Наименование параметра	Зубчатое колесо		Примечание
Наименование параметра	шестерня z1	колесо z2	Примечание
1. Термообработка	закалка (ТВЧ1)	Улучшение (У2)	Н1m-H2m=460- -285=175HB>100HB [3, с.4]
2. Твердость поверхности средняя по Роквеллу по Бринеллю по Виккерсу	(40-50) HRCэ 45 HRCэ 460HB 500HV	(269-302)HB - 285HB 290HV
3. Предел прочности σв, МПа	900	900
4. Предел текучести σт, МПа	750	750

1.3. Число циклов перемены напряжений

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы

, [3, с.12]

где – частота вращения зубчатого колеса;

– число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса; =1

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

1.4. Допускаемые напряжения

1.4.1. Расчет допускаемых контактных напряжений на сопротивление усталости

Согласно ГОСТ 21354-84 допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса

, [3, с.12]

где - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- коэффициент, учитывающий влияние смазки;

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

- в проектировочных расчетах [3, с.13];

- базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент запаса прочности: ;

- коэффициент долговечности:

при

где - базовое число циклов по контактным напряжениям, [3, с.12]

- средняя твердость зубьев по Бринеллю

Результаты расчета представлены в таблице.

Таблица 1.2

Ступень	,	Число циклов х 106		Сравнение	Число циклов х 106	Сравнение
Ступень	,			Сравнение		Сравнение
z1	700	378	73,7		378
z2	200	108	23,4		108

- для шестерни

- для колеса

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

За расчетное допускаемое напряжение для косозубой передачи принимаем

где - минимальное из и

Результаты расчета представлены в таблице

Таблица 1.3

Ступень			, МПа	, МПа	, МПа
z1	0,19	0,92	665		518,2
z2	0,22	0,93	485,5	606,8	518,2

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

1.4.2. Расчет допускаемых изгибных напряжений в зубьях

, [3, с.13]

где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе;

- коэффициент долговечности:

где - базовое число циклов по изгибным напряжениям

[3, с.12]

Результаты расчета представлены в таблице.

Таблица 1.4

Ступень

, МПа

МПа

550

220

498,75

199,5

1.5 Определение коэффициентов нагрузки

Согласно ГОСТ 21354-84 коэффициент контактной нагрузки равен

, [3, с.16]

где - коэффициент внешней динамической нагрузки;

- коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

В соответствии с [3, с.16] приближенно окружные скорости можно определить

, м/с

где - номинальный момент на колесе;

- коэффициент скорости [3, с.16];

- коэффициент рабочей ширины по межосевому расстоянию:

- при симметричном расположении колес;

Результаты расчета представлены в таблице

Таблица 1.5

Нм

м/с

Сте-

пень

точ-

ности

700

1600

3,55

0,4

1,14

8-С

1,03

1,05

1,15

1,9

1,06

1,26

2,1

0,91

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

1.6. Определение межосевых расстояний

Межосевое расстояние определяется из условия контактной выносливости:

[3, с.21]

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего числа по ГОСТ 2185-66

1.7 Определение основных параметров цилиндрической косозубой передачи

Основные параметры передач редуктора и методика расчета представлены в таблице 1.6

Таблица 1.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

Наименование параметра

Обозначение

Расчетная формула

Результат

1. Ширина зубчатого венца, мм колеса

шестерни

b2+2…4

2. Модуль передачи, мм

рекомендуемое

3500Т1(u+1)/(awbwσFP1)

(0,01…0,02)аw

по ГОСТ 9563-60

0,25

0,8…1,6

1,5

3. Угол наклона зубьев, °

βmin

10,8°

4. Суммарное число зубьев

округление

104,8

104

5. Фактическое значение угла наклона зубьев, °

cosβ

0,975

12,8°

6. Число зубьев шестерни колеса

/(u+1) округлен

-z1

7. Фактическое передаточное число

z2/z1

3,52

8.Торцовый модуль, мм

/ cosβ

1,54

9. Диаметр делительной окружности, мм

mτ·z1

mτ·z2

35,4

124,7

10. Диаметр окружности вершин зубьев, мм

dа1

dа2

d1+2mn

d2+2mn

38,4

127,7

11. Диаметр окружности впадин зубьев, мм

df1

df2

d1-2,5mn

d2-2,5mn

31,7

121

12. Окружная скорость, м/с

1,3

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

1.8 Расчет диаметров валов

На данном этапе определяются диаметры валов по условному расчету на прочность по пониженным допускаемым напряжениям

, [2, с.94]

где [τ] – допускаемое касательное напряжение

[τ]=20 – для быстроходного вала

[τ]=25 – для остальных валов

Результаты расчета представлены в таблице

Таблица 1.7

Параметр	Вал
Параметр	Быстроходный	Тихоходный
Т, Нм	25,4	90
d',мм	18,6	28,4
принимаем	20	30
dп, мм	20	30
dк, мм	25	35

d' – расчетный диаметр вала

dп – диаметр вала под подшипником – округление d' до ближайшего большего, кратного "0" или "5"

dк – диаметр вала под зубчатым колесом

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2. Проверочный расчет зубчатых передач

2.1. Проверка расчетных напряжений контактной выносливости

, [4, с. 6]

где ZE=190 МПа1/2 – коэффициент, учитывающий свойства материалов сопряженных колес;

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей в полюсе зацепления;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Ft=2000Т1/d1 – окружное усилие;

u – передаточное число;

d1 – диаметр делительной окружности шестерни;

b2 – рабочая ширина зубчатого венца колеса

Ft=2000·25,4/35,4=1435Н

где αt=arctg(tg20º/cosβ)=arctg(tg20º/cos12,8º)=21º

где εa=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ=[1,88-3,2(1/23+1/81)]cos12,8°=1,66

Условия прочности по контактным напряжениям выполняются.

2.2. Проверка расчетных напряжений изгибной выносливости

[4, с.17]

где :

Условия прочности на изгиб выполняются.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.3 Усилия в передачах

Усилия, действующие на валы показаны на рисунке 2

Силы, действующие на валы будут иметь вид:

-окружное усилие Ft=2Т1/d1=2·25,4/35,4=1435 Н

-осевое усилие Fa= Ft·tgβ=1435·tg12,8°=326 Н

-радиальное усилие Fr= Ft·tg20°/cosβ=1435·tg20°/cos12,8°=535,6 Н

[3, с. 21]

Рисунок 2. Усилия в передачах

Расчет усилий и результаты представлены в таблице

Таблица 2.1

Усилие, Н	Обозначение	Расчетная формула	Результат для колес
Усилие, Н	Обозначение	Расчетная формула	z1	z2
Окружное	Ft	2Т1/d1	1435	1435
Осевое	Fа	Ft·tgβ	326	326
Радиальное	Fr	Ft·tg20°/cosβ	535,6	535,6

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.4 Расчет валов на изгиб и кручение

2.4.1 Расчет быстроходного вала

Рисунок 2.2 Схема расчета быстроходного вала

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.4.1.1 Определение реакций опор

- в плоскости ХОZ:

;

- в плоскости YOZ:

;

2.4.1.2 Определение изгибающих моментов

- в плоскости ХОZ:

- в плоскости YOZ:

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.4.2 Расчет тихоходного вала

Рисунок 2.3 Схема расчета тихоходного вала

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.4.2.1 Определение реакций опор

- в плоскости ХОZ:

;

- в плоскости YOZ:

;

2.4.3 Результаты расчета

В соответствии с рисунками 2.2-2.3 данные расчета валов представлены в таблице

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

Таблица 2.2

Параметр	Обозначение	Расчетная формула	Результат по валам
Параметр	Обозначение	Расчетная формула	Быстроходный	Тихоходный
1.Длина, мм	l1 l2	c чертежа редуктора и из расчета	50 50	55 55
2.Реакции опор, Н -в плоскости Х -в плоскости Y	RAx RBx RAy RBy	из условия равновесия балок на двух опорах	717,5 717,5 210,1 325,5	717,5 717,5 452,6 83
3.Изгибающие моменты в расчетных сечениях, Нм -от силы Fa1 -от силы Fa2 -в плоскости X -в плоскости Y -суммарные	m1 m2 MxC MyС MyС MΣ	Fa1d1/2000 Fa2d2/2000	5,8 - 35,9 10,5 16,3 39,4	- 20,3 39,5 25 4,7
4.Вращающий момент, Нм	T		33,7	164,9
5.Эквивалентный момент, Нм	ME		89,4	232,8
6.Диаметр вала в расчетном сечении, мм	d		25	35
7.Эквивалентное напряжение, МПа -при перегрузках	σЕ σЕmax	KПσЕ	29,4 58,8	21,6 43,2
8.Материал вала предел текучести, МПа	σT	сталь	40X 750	45 650
9.Допускаемые напряжения, МПа	[σ]	σT/ST	375	325

2.5 Конструктивные элементы редуктора

Способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора – литье. Материал – чугун СЧ-15

ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов редуктора приведены

в таблице

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

Таблица 2.3

Наименование параметра

Обозна-чение

Расчетная

формула

Величина

Приме-чание

1. Толщина стенки, мм

- корпуса

- крышки

δ1

1,2(Tт)0,25≥6

0,9δ≥6

2. Толщины, мм:

- фланца корпуса

- фланца крышки

- опорных лап

- ребер жесткости

1,2δ

1,2δ1

1,8δ

0,8δ1

3. Зазоры, мм:

- между колесами и стенкой по диаметрам

- между колесами и стенкой по торцам

- между z2т и дном

Δ1

Δ2

Δ3

L=0,5da1+aw+0,5da2

L1/3+3

Δ2=Δ1

≥4 Δ1

227

4. Диаметры винтов крепления, мм:

- крышки редуктора к корпусу

- лапы к раме

число винтов d2

- крышки бобышки к корпусу

число винтов d3

- крышки смотрового люка

1,25(Tт)1/3≥10

1,25d1

при awт ≤315 мм

(0,5…0,6)d1)≥6

aw =80 мм

5. Диаметры штифтов, мм

dш

(0,7…0,8)d1

6. Ширина, мм:

- фланца корпуса и бобышек подшипников

- опорной лапы

К1

К2

≥2,1d1

(2,3…2,5)d0

d0=18 мм

Продолжение таблицы 2.3

7. Расстояние от края до оси винта, мм:

- d1

- d2

- d3

С1

С2

С3

1,05d1

(1,1…1,2)d0

(1,0…1,2)d3

8. Высота центров, мм

0,5da2+Δ3+s2

116

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.6 Смазка зацеплений и подшипников

1 – плоскость разъема

hм

Δ3

2 – уровень масла

3 – дно

Рисунок 2.2 Определение уровня масла

Окружная скорость

v=πdn/60000=π·35,4·700/60000=1,3м/с; σH=517 МПа

При скоростях v=0,3…12,5 м/с применяют картерную смазку окунанием зацепления.

Высота верхнего уровня масла в редукторе

Принимаем hм=60 мм

Требуемая кинематическая вязкость масла при σH до 600 МПа и

v =1,3 м/с μ=23 мм2/с (при t=40°). Рекомендуемая марка индустриального масла И-20А ГОСТ 20799-88 (μ=23…27 мм2/с).

Смазка подшипников при скорости вращения быстроходного вала vБ=1,3м/с разбрызгиванием.

Выходные концы валов закрыты манжетными уплотнителями.

2.7 Подбор подшипников качения

Для установки валов применяем шариковые радиальные шарикоподшипники по ГОСТ 8338-75

2.7.1 Определение нагрузки на опорах валов

- Быстроходный вал:

Fa=326H

- Тихоходный вал:

Fa=326Н

Для обеспечения работы подшипников в течение срока службы привода предварительно принимаем подшипники по диаметрам валов:

- для быстроходного вала – 204

- для тихоходного вала – 206

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.7.2 Расчет долговечности подшипников

Расчет подшипников для каждого вала ведем по наиболее нагруженной опоре.

2.7.2.1 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

, Н, [4, с. 83]

где V=1 – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца);

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

Кб=1,3 – коэффициент безопасности;

КТ=1 – температурный коэффициент.

Коэффициенты X и Y определяем в зависимости от отношения Fa/(V·Fr) в сравнении с коэффициентом е, который определяется по таблице в зависимости от отношения Fa/Cor,

где Cor – статическая грузоподъемность подшипника.

2.7.2.2 Долговечность подшипников

, млн.оборотов , [4, с. 84]

, часов

где Сr – базовая динамическая грузоподъемность;

р=3 – показатель степени для шариковых подшипников;

р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников

Lh=9000 часов – требуемая долговечность привода [п. 1.3.2].

Результаты расчета подшипников для каждого вала представлены в таблице

Таблица 2.4

Параметр	Обозначение	Значение для подшипника
Параметр	Обозначение	204	206
Радиальная нагрузка, H	Fr	788	848,4
Осевая нагрузка, H	Fa	326	326
Статическая грузоподъемность, кН	Cor	6,3	11,6

Отношение	Fa/Cor	0,0517	0,0281
Коэффициент	е	0,217	0,251
Отношение	Fa/(V·Fr)	0,436	0,384
Коэффициент радиальной нагрузки	Х	1	1
Коэффициент осевой нагрузки	Y	0	0
Эквивалентная нагрузка, H	PE	1375	939
Динамическая грузоподъемность, kH	Cr	11,5	22,5
Долговечность подшипника	L, млн.об Lh,, часов	585 13932	13759 1146620
Условие Lh>[Lh] выполняется

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.8 Расчет шпоночных соединений

Зубчатое колесо установлено на вал при помощи шпоночного соединения. Применена шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

2.8.1 Проверка шпонки на смятие

где d – диаметр сечения вала;

lp=l-b – расчетная длина шпонки;

h-t1 – высота шпонки за пределами вала;

[σсм] = 325 МПа – допускаемое напряжение смятия.

Основные размеры шпонок и результаты расчета [σсм] представлены в таблице 2.5

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

Таблица 2.5

Параметр	Обозначение	Место соединения
Параметр	Обозначение	колесо z2Т
1.Диаметр вала	d	35
2.Момент, Нм	T	90
3.Длина ступицы, мм	lст	32
4.Шпонка -размеры, мм	t1 h- t1 lp	10х8х30 5,5 2,5 20
5.Напряжение, МПа	σсм	102,9
Условие прочности выполняется: σсм<[σсм]

3 ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

3.1 Расчет опасного сечения быстроходого вала на долговечность

Опасным сечением быстроходного вала является сечение I-I, где действуют максимальные моменты:

Mx=35,9 Н·м; Му=16,3 Н·м; ; Т=90Н∙м

Оценку сопротивления усталости вала выполняем по величине общего коэффициента запаса прочности n

, [2, с. 95]

где nσ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

nτ – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

[n]= 2,5 – допускаемый запас прочности

3.1.1 Определение коэффициента запаса прочности по нормальным напряжениям

где σ-1 = 410 МПа – предел выносливости стали 45 при симметричном цикле нагружения;

кσ= 1,6– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

εσ = 0,84 – масштабный фактор для нормальных напряжений;

β = 0,9 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

– амплитуда цикла нормальных напряжений для сечения I-I

– среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

ψσ = 0,2 – для углеродистых сталей.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

3.1.2 Определение коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям

где τ-1 = 0,58·σ-1 = 0,58·410 = 237,8 МПа - предел выносливости стали 40Х при отнулевом цикле нагружения;

кτ= 1,5 – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

ετ = 0,76 – масштабный фактор для касательных напряжений;

– амплитуда цикла касательных напряжений;

ψτ = 0,1– для углеродистых сталей

3.1.3 Определение общего коэффициента запаса прочности

Сопротивление усталости в опасном сечении быстроходного вала обеспечивается

Детали машин и основы конструирования

Информация о работе

Помогла работа? Поделись ссылкой

Есть ненужная работа?

Информация о документе

Можно ли скачать документ с работой

Предыдущий документ

Похожие документы

Следующий документ