Принципиальная схема одноступенчатого цилиндрического редуктора с горизонтальным расположением зубчатых колёс

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»

Вариант 10

 

 

 

 

 

 

Выполнила                                                               Проверил

студентка группы УД-23                                         ст. преподаватель

                                                  

 

 

 

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 13

Список  используемой литературы: 15

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 прямозубое.

 

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

3.1 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 Ст 45 нормализованную с твёрдостью , пределом прочности , пределом текучести . Для изготовления колеса принимаем сталь Ст 40 улучшенную с твёрдостью , пределом прочности , пределом текучести .При таком выборе материалов шестерни и колеса обеспечивается выполнение условия .

Для изготовления валов принимаем сталь Ст 45 нормализованную, 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 .

Суммарное число  зубьев определяется по формуле  . При расчёте прямозубых передач следует величину модуля подбирать таким образом, чтобы суммарное число зубьев было целым числом. Число зубьев шестерни определяется по формуле . Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное отношение: .

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

.

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 7 (точные).

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.

.

- условие прочности выполняется.

Фактическое напряжение в линии контакта зубьев не должно превышать допускаемое больше 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. В нашем случае , поэтому вал и шестерню будем изготавливать в виде двух деталей.

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 304 средней серии, у которого , , , .

Для ведомого вала – подшипник 304 средней серии, у которого , , , _.

 

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):

, .

Изображаем схему  расположения полей допусков.

 

Определяем характер соединения: исходя из взаимного расположения полей  допусков имеет место посадка с натягом.