Расчетно–пояснительная записка по курсовому проекту по курсу

    “Основы конструирования”
    Выполнил
    ……………………...
    Принял
    Усольцев С. Н.
    Новоуральск
    –1996–
    СОДЕРЖАНИЕ
    1. Выбор кинематической схемы редуктора 5
    2. Проектировочный расчет зубчатых передач 7
    2. 1. Расчет первой ступени 7
    2. 1. 1. Расчет геометрических параметров 7
    2. 1. 2. Расчет сил, действующих в зацеплении 9
    2. 1. 3. Подбор подшипников 9
    2. 2. Расчет второй ступени 10
    2. 3. Расчет третьей ступени 11
    2. 4. Расчет четвертой ступени 13
    3. Проверочный расчет четвертой ступени 14

4. Проверочный расчет наиболее нагруженного выходного вала 18 5. Проверочный расчет шлицевого соединения 19

6. Проверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного выходного вала 20

    7. Тепловой расчет редуктора 21
    8. Расчет параметров корпусной детали 22
    9. Литература 24
    Рис. 1
    Рис. 2
    Рис. 3
    Выбор кинематической схемы редуктора

Рассмотрим три возможные кинематические схемы редуктора, приведенные соответственно на рис. 1, 2 и 3, отвечающие требованиям задания на проектирование и выберем наиболее подходящую, руководствуясь такими критериями, как стоимость, собираемость, ремонтопригодность, долговечность, плавность работы и т. д.

Рассчитаем кинематические параметры редукторов по нижеуказанным соотношениям и занесем результаты расчетов в табл. 1. Все формулы и соотношения взяты из [3]. Величина крутящего момента ТВЫХ на выходном вале:

    ,
    где TЗАД–величина выходного крутящего момента, Нм;
    h–коэффициент полезного действия передачи.

Крутящий момент на промежуточном вале Т рассчитывается по формуле: ,

    где ТПРЕД–крутящий момент на предыдущем вале;
    u–передаточное отношение с предыдущего вала на расчетный.
    Мощность Р, передаваемая валом, определяется как:
    Р=ТЧw,
    где w–угловая скорость вращения вала.

Минимально необходимый диаметр вала d может быть рассчитан следующим образом: ,

где [t]=(0. 025ё0. 03)ЧsВ–максимально допускаемое напряжение на изгиб, МПа. Для стали 40Х sВ=600 при ТО–улучшение. Общий КПД редуктора рассчитывается перемножением h всех валов и передач.

    Таблица 1
    Наименование характеристики
    Схема 1
    Схема 2
    Схема 3
    Передаточное отношение u12
    3. 15
    3. 15
    11. 11
    u23
    3. 55
    3. 55
    2. 8
    u34
    2. 8
    –
    3. 15
    u45
    3. 15
    5
    –
    u56
    –
    3. 15
    –
    u14
    –
    6. 3
    –
    Частота вращения вала n1, об/мин
    1000
    1000
    1000
    n2
    320
    320
    90
    n3
    90
    90
    32
    n4
    32
    159
    10
    n5
    10
    32
    –
    n6
    –
    10
    –
    Крутящий момент на валу 1, Нм
    146
    143
    137
    2
    437
    300
    1517
    3
    1506
    1010
    1349
    4
    1322
    278
    4040
    5
    4040
    1349
    6
    –
    4040
    Мощность, передаваемая валом 1, Вт
    15303
    15024
    14445
    2
    14660
    10032
    14299
    3
    14201
    9519
    4522
    4
    4430
    4632
    4230
    5
    4230
    4522
    –
    6
    –
    291
    –
    Минимальный диаметр вала 1, мм
    34
    34
    34
    2
    50
    44
    75
    3
    75
    65
    71
    4
    71
    42
    103
    5
    103
    71
    –
    6
    –
    103
    –
    Общий КПД редуктора
    0. 84
    0. 81
    0. 66
    Наружный диаметр шестерни d1, мм
    73
    60
    90
    Наружный диаметр колеса D2, мм
    200
    190
    327
    d2
    60
    56
    90
    D3
    210
    200
    254
    d3
    90
    –
    90
    D4
    254
    378
    283
    d4
    90
    65
    –
    D5
    283
    325
    –
    d5
    –
    90
    –
    D6
    –
    283
    –
    Длина редуктора, мм
    730
    650
    400
    ширина
    560
    650
    700
    высота
    330
    650
    400

Вывод: выбираем схему 1, как обладающую многими преимуществами по сравнению со схемами 2 и 3, например: высокий КПД, умеренные габаритные размеры, сравнительно высокую технологичность изготовления (собираемость), смазываемость т. д.

Проектировочный расчет зубчатых передач

Беря за основу данные табл. 1 и с помощью [2], мы рассчитаем геометрические параметры всех ступеней редуктора.

Расчет первой ступени
Расчет геометрических параметров

Первая ступень состоит из конической зубчатой передачи с круговыми зубьями. Материал передачи выберем следующий:

шестерня–ст. 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =900 МПа, =270 МПа. колесо–ст. 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =850 МПа, =265 МПа. Выберем для проектировочного расчета угол наклона зубьев b=35°. Определим допускаемое контактное напряжение, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений NHE:

,
где KHL=1. 1–коэффициент долговечности;

=900 МПа–допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов NH0перемены напряжений для материала ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины.

    sНР=900 МПа.
    Далее, учитывая:
    ,
    где sНР1=900 МПа–характеристика материала шестерни;
    sНР2=850 МПа– характеристика материала колеса, получим:
    =787 МПа.

Согласно [2], воспользуемся следующей формулой для расчета диаметра основной окружности шестерни конической передачи dE1:

,

где Кd=835–коэффициент, учитывающий геометрические параметры конической передачи; Kbe=0. 3–коэффициент ширины зубчатого венца, так как U>3;

KHb=1. 15–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7. 2. при условии значения параметра =0. 6,

    =63 мм.
    Рассчитаем внешнее конусное расстояние Re:
    ,
    где d1=arctg(U)=17. 6°–угол заборного конуса шестерни.
    =104 мм.
    Вычислим модуль передачи mte:
    ,

где z1=16– принятое согласно [2] количество зубьев шестерни. mte=63/16=4. 5 мм.

Для обеспечения прочности по изгибу определим минимально допустимый средний нормальный модуль mnm:

,
где Km=10–для колес с круговыми зубьями;

KFb=1. 24–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7. 2. при условии значения параметра =0. 6;

–коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле: ,

где YF1=3. 9–принимается по таб. 7. 1. при z1=14;

xt1=0. 012–коэффициент изменения толщины зуба у шестерни; принимается по таб. 7. 3. при круговых зубьях.

=3. 9;

jbd=0. 63–коэффициент ширины зубчатого венца; вычисляется по соотношению: ;

sFp=270 МПа–допускаемое напряжение изгиба, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений NHE; рассчитаем согласно:

,
где KFL=1;

=270–допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины; =2. 88»3 мм.

    Проверка на соответствие величины модулей передачи:
    ,
    –практически тождество.

Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи: ,

    где dae1–внешний диаметр вершин зубьев шестерни;
    hae1–внешняя высота головки зуба.
    dae1=73 мм.
    Сделав аналогичные расчеты для колеса, получим:
    dae2=200 мм.

Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни В1: ,

    В1=97 мм.
    Все параметры передачи первой ступени занесем в табл. 2.
    Таблица 2
    Параметр
    Значение
    Тип
    Коническая с круговым зубом
    dae1
    73 мм
    dae2
    200 мм
    Re
    107 мм
    B1
    97 мм
    z1
    16
    z2
    44
    Расчет сил, действующих в зацеплении
    Окружная сила:
    ,
    =4634 н.
    Радиальная сила на шестерни:
    ,

где знак в зацеплении взят из табл. 7. 8 при условии вращении шестерни по часовой стрелки и правом направлении линии наклона зубьев.

    =13000 н.
    Осевая сила на шестерни:
    ,
    где знак выбран при аналогичных условиях.
    =7960.
    Расчет для колеса:
    ,
    =8186 н.
    ,
    =12910 н.
    Подбор подшипников

Выберем ориентировочно однорядные роликоподшипники средней широкой серии. Для расчета эквивалентной нагрузки воспользуемся схемой расчета, представленной в [2]. Пусть:

,

где Fs–осевая сила, возникающая в подшипнике в результате действия радиальной нагрузки;

    =5700 н.
    Тогда согласно таблице 11. 3 имеем:
    ,
    где Fa1–осевая нагрузка в удаленном подшипнике;
    Fa2–осевая нагрузка в подшипнике, ближайшем к шестерне;
    Fa1=5700 н;
    Fa2=5700+12910=18700 н.
    Рассчитаем эквивалентную нагрузку Р:
    ,

где V=1–коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце; Х–коэффициент осевой нагрузки;

    Y– коэффициент радиальной нагрузки;
    Ks=1. 5–коэффициент безопасности;
    KТ=1–температурный коэффициент;

Fr–радиальная нагрузка, действующая на один подшипник; при условии разнесенности опор можно предполагать, что вся радиальная нагрузка действует на один подшипник.

Fx–осевая нагрузка.
=51000 н.

Следует взять подшипник 7606 со следующими характеристиками: d=30мм–посадочный диаметр;

    D=90 мм–наружный диаметр;
    T=26. 25 мм–габаритная ширина подшипника;
    T=21 мм–ширина внутреннего кольца подшипника;
    С0=51000 н–грузоподъемность достаточна.

Для второй опоры выберем роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А.

Расчет второй ступени

Вторая ступень состоит из косозубой цилиндрической передачи с углом наклона зубьевb=15°. Материал передачи выберем следующий:

шестерня–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием; =1100 МПа, =300 МПа. колесо–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием; =1050 МПа, =295 МПа. Произведем расчет диаметра основной окружности шестерни dw1, пользуясь формулой [2] 6. 2: ,

где Kd=675–коэффициент для косозубых колес;

KHb=1. 27–учитывает распределение нагрузки по ширине венца, взят из табл. 6. 3; jbd=1–учитывает ширину зубчатого венца, табл. 6. 3;

sНР=967 МПа–предельно допускаемое напряжение по контактным напряжением для выбранного материала;

    60 мм.
    Рассчитаем минимально необходимый модуль по:
    1. контактной прочности m:
    m=dw1Чcosb/z1,
    где z1=17–число зубьев шестерни.
    m=60Чcos15/17=3. 5;
    2. по напряжениям изгиба:
    ,
    где Km=11. 2 для колес;

KFb=1. 24–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, табл. 6. 3;

    YF1=3. 9–принимается по таб. 7. 1. при z1=17;
    jbd=1–коэффициент ширины зубчатого венца, табл. 6. 3;
    sFp=300 МПа–допускаемое напряжение изгиба,
    =3. 5 мм.
    Межосевое расстояние aw:
    ,
    aw=140 мм.
    d2=210 мм.
    z2=59.
    Параметры передачи занесем в табл. 3.
    Таблица 3
    Параметр
    Значение
    d1
    60
    d2
    210
    bw
    60
    z1
    17
    z2
    59
    Силы, действующие в зацеплении:
    Ft=15000 н–окружная сила;
    FR=5500 н– радиальная сила;
    FХ=5000 н–осевая сила.

Подшипники назначим: два одинарных конических роликоподшипника 7512 и роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А. Расчет третьей ступени

Расчет будет производиться аналогично расчету ступени один, поэтому описание некоторых коэффициентов и параметров будут опущены.

Выберем для проектировочного расчета угол наклона зубьев b=35°. Материал передачи выберем следующий:

шестерня–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием; =1100 МПа, =300 МПа. колесо–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием; =1050 МПа, =295 МПа. Согласно [2], воспользуемся следующей формулой для расчета диаметра основной окружности шестерни конической передачи dE1:

    ,
    где U=2. 8–передаточное отношение;
    T1=496 нм–крутящий момент на шестерне;

Кd=835–коэффициент, учитывающий геометрические параметры конической передачи; Kbe=0. 3–коэффициент ширины зубчатого венца;

KHb=1. 15–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7. 2. при условии значения параметра =0. 6

    =90 мм.
    Рассчитаем внешнее конусное расстояние Re:
    ,
    где d1=arctg(U)=19. 6°–угол заборного конуса шестерни.
    мм.
    Вычислим модуль передачи mte:
    ,

где z1=20– принятое согласно [2] количество зубьев шестерни. mte=90/20=4. 5 мм.

KFb=1. 24–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7. 2. при условии значения параметра =0. 6

–коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле: ,

где YF1=3. 87–принимается по таб. 7. 1. при z1=20;

xt1=0. 012–коэффициент изменения толщины зуба у шестерни; принимается по таб. 7. 3. при круговых зубьях.

=3. 96;

jbd=0. 63–коэффициент ширины зубчатого венца; вычисляется по соотношению: ;

sFp=330 МПа–допускаемое напряжение изгиба, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений NHE; рассчитаем согласно:

,
где KFL=1. 1–коэффициент долговечности;

=300–допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины; =2 мм.

    Проверка на соответствие величины модулей передачи:
    ,
    –примерно совпадает.

Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи: ,

    где dae2–внешний диаметр вершин зубьев шестерни;
    hae2–внешняя высота головки зуба.
    dae2=254 мм.

z2=56–число зубьев колеса. Расчет сил в зацеплении производится по алгоритму пункта 3. 3. 3.

    Все параметры передачи третьей ступени занесем в табл. 4.
    Таблица 4
    Параметр
    Значение
    Тип
    Коническая с круговым зубом
    dae1
    90 мм
    dae2
    254 мм
    Re
    134 мм
    B1
    125 мм
    z1
    20
    z2
    56

Подшипники назначим: два одинарных конических роликоподшипника 7512 и роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А.

Расчет четвертой ступени

Четвертая ступень состоит из косозубой цилиндрической передачи с углом наклона зубьевb=15°. Материал передачи выберем следующий: