Курсовая работа: Проектирование привода

Колесо Z4	Шестерня Z3
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа	Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ НRC=48…53 НRC1ср=50,5 σ T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

КFЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,25 КFЕ2=0,14

КНЕ1=0,25 КFЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. NHG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис.4.3 [1]). NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106 NFG2=4*106

NHG1=100*106 NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи t∑=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*24000*34=49*106 t∑ - суммарное время работы передачи n2 - частота вращения колеса nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =49*106*4,4=215,6*106 N∑2 - суммарное число циклов нагружения колеса nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,25*49*106=12,25*106

NНЕ1=КНЕ1*N∑1= 0,25*215,6*106=54*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ2=12,25*106<NHG2=20*106 Принимаем NHЕ=12,25*106

NНЕ1=54*106<NHG1=100*106 Принимаем NHЕ1=54*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,14*49*106= =6.86*106

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,1*215,6*106= =21,56*106

Сравним полученные значения NFЕ с табличным значением NFG:

NFЕ2=6,86*10>NFG2=4*106

NFЕ1=21,56*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σН] max и [σF] max - предельные допускаемые напряжения

σт - предел текучести материала

[σН] max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

[σН] max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа [σF] max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σН] = [σ0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [σН] max, где

[σ0] Н - длительный предел контактной выносливости

[σН] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σН] max - предельное допускаемое контактное напряжение

[σ0] Н2= (2*НВср+70) /SH [σ0] Н1= (17*НRCпов) /SH

 

[σ0] Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа SH2=1.1 [σ] Н2=582* (20*106/12,25*106) 1/6= =640 МПа

[σ0] Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа SH2=1.2 [σ] Н1=882* (100*106/54*106) 1/6= =979 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

σН= ([σ] Н2+ [σ] Н1) *0.45=729Мпа

σН=1.23 [σ] Н2=787Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений [σ] Нрасч=729МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ] F= [σ0] F* (4*106/ NFЕ) 1/9< [σ] Fmax, где

[σ0] F=σ0F/SF

σ0F - длительный предел контактной выносливости

SF - коэффициент безопасности

[σ] F - допускаемое контактное напряжение

[σ] Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа SF2=1,75 [σ0] F2=σ0F2/SF2= =513/1,75=293МПа

σ0F1=550МПа SF1=1,75 [σ0] F1=σ0F1/SF1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[σ] F2= (4*106/4*106) 1/6*293= =293 МПа< [σ] Fmax=780Мпа

[σ] F1= (4*106/4*106) 1/6*314= =314 МПа< [σ] Fmax=1430Мпа

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость КН=КНβ*КНσ

Б) При расчете на изгибную выносливость КF=КFβ*КFυ, где

КНβ и КFβ - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. КНυ и КFυ - коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ψa (U +1), где

Ψa=0,25 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U’ = 2,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

Кβ= Кβо (1-х) +х, где КНβо =1 и КFβo=1

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4* (3,5+1) =0,9

КНβ= КНβо =1, КFβ= КFβo=1

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n2/су* (T3/U2 * Ψa) 1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) 1/3=0,7м/с, где

n3=151мин -1 - частота вращения промежуточного вала редуктора

су=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T4 - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψa - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНυ=1,01 и КFυ=1.03

КН=1*1.01=1.01

КF=1*1,03=1,03

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т4 - номинальный крутящий момент на валу колеса

U’ - заданное передаточное число

КН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение α’ округляем до значения a=210 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса:

b2= Ψa*а=0,25*210=53 мм

Ширина шестерни:

b1=b2+3=56 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля m’n=2,5 округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

βmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*2,5/53) =7,18o

Z’Σ=Z6+Z5=2*a*cos βmin/mn=2*210*0,993/2,5=167

Cosβ= ZΣ*mn/2a=167*2,5/2*210=0.9848

β=10>7,18=βmin

Число зубьев шестерни Z3 и колеса Z4.

Z’3=Z Σ/U’+1=167/4,4+1= 29,1 округляем до целого числа Z5=29

Z4= Z Σ - Z 5=167-29=138

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 4/ Z 3=138/29=4,5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т4 - номинальный крутящий момент на валу колеса

KF=1.03 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

KFα=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2)

YF4=3.61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

YF3=3,7 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv

Zv4=Z4/cos3β=138/cos3 10=132

Y β - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y β = 1- (β/140) =1-0,07 =0,93

b2 - рабочая ширина колеса

mn - модуль

а - межосевое расстояние

U - заданное передаточное число

[σ] F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF6= (151*103*1,03*0,91*0,93*3,61* (4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [σ] F6

Б) зуб шестерни:

σF3= σF*YF3/ YF4< [σ] F5, где

σF4 =78МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF3=3,7 и YF4=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба

[σ] F3=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF3=78*3,7/3,61=80МПа < [σ] F5

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3=mn/cos β*Z3=2,5/0.9848*29=71,6мм

d4=mn/cos β*Z4=2,5/0.9848*138=348,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d4+ d3=2а

71,6+348,4=2*210=420 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев df и da:

dа3= d5+2 mn=71,6+2*2,5=77,6мм

dа4= d6+2 mn=348,4+2*2,5=353,4мм

df3= d5-2,5 mn=71,6-2,5*2,5=65,35мм

df4= d6-2,5 mn=348,4-2*2,5=342,15 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

d=da3+6=77,6+6=83,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T4*103/d4=2*1980*1000/348,4=11366 H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgαn/cosβ=11366*tg20o/cos10o=4136Н

Осевая сила:

Fa= Fttgβ=11366* tg10=1996Н

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

Dд=P/ (sin180/Z);

P-шаг цепи; Z-число зубьев звёздочки.

Dд=125/ (sin180/9) =365.5мм;

Диаметр окружности выступов:

De=P (0,56+2,74-0,31/8,3) =409мм;

Диаметр окружности впадин:

Di=Dд - Dц;

Di=365,5-15=350,5мм.

Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7мм;

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

C

A

B

Действующие силы: ,- окружные, ,- осевая, ,- радиальная,  - крутящий момент.

,,,, ,.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ,

,

.

Отсюда находим, что .

2. ,

,

. Получаем, что .

Выполним проверку:

, , ,.

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,

,

, получаем, что .

4. ,

,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

, , ,

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения:

, .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

,

где  - расчётный коэффициент запаса прочности,  и  - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл.10.2 лит.3:  - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;  - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношение следующих величин (табл.10.9 лит.3):

, ,

где  и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,  - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл.10.4 лит.3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости  и по табл.10.5 лит.3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения . Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений  и  для данного сечения вала:

,

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где  - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям  определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

.

Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

 - условие выполняется.

1.11 Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

1.13 Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.

Список используемой литературы

1.         М.Н. Иванов. Детали машин. М.: "Машиностроение", 1991.

2.         П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: "Высшая школа", 1985.

3.         В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: "Машиностроение", 1980.

4.         В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: "Машиностроение", 1980.

5.         В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: "Машиностроение", 1980.