Проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора общего назначения

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное  учреждение высшего профессионального  образования 

«Омский государственный технический университет»

 

Кафедра «Детали машин»

 

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ

Одноступенчатый зубчатый редуктор

общего  назначения

 

по курсу: «Детали машин и основы проектирования»

   

                                                                                             

 

Пояснительная записка

 

Шифр работы  КП.2068998.15.24.00.000.ПЗ

 

 

 

 

  Студентка:                                              Надиенко В.Ю., группа СК-327

         Руководитель проекта:                          Коновалов В.Е.

 

 

Омск 2010                  

Содержание

 

Задание………………………………………………………………………………...2

Введение……………………………………………………………………………....4

Основная часть

1. Предварительные расчеты…………………………………………………..…5

    1.1Определение  вращающих моментов на валах     

         редукторов……………………………………………………………….......5

    1.2 Выбор материалов для зубчатых колес…………………………..………..5

    1.3 Допускаемые контактные напряжения…………………………..….……..6

    1.4 Допускаемое напряжение изгиба зубьев…………………..…..………..….7

2. Проектировочный расчет…………………………………………….……..….9

     2.1 Определение начального диаметра шестерни……….……...………….….9

     2.2 Определение ширины зубчатого венца……………….….……………….9

     2.3 Ориентировочное значение модуля……………………………………….9

     2.4 Определение числа зубьев шестерни…………………………………….10

3. Расчет геометрических и кинематических параметров   

   передачи….......................................................................................................11

     3.1 Делительное межосевое расстояние……………………………………...11

     3.2 Угол наклона зуба…………………………………………….…………..11

     3.3 Основной угол наклона зуба……………………………………..……….11

     3.4 Делительный угол профиля в торцевом сечении……….………..……..11

     3.5 Угол зацепления при выполнении передачи со

          смещением………………………………………………………….……….11

     3.6 Начальный диаметр ……………………………………………….….…..11

     3.7 Коэффициент воспринимаемого смещения…………………….………..12

     3.8 Делительный диаметр………………………………………….….………12

     3.9 Диаметр вершин зубьев…………………………………………...………12

     3.10 Диаметр впадин…………………………………………………..………12

     3.11 Основной диаметр………………………………………………………..12

     3.12 Коэффициент торцового перекрытия……………………………….….12

     3.13 Коэффициент осевого перекрытия…………………………………..….13

     3.14 Суммарный коэффициент перекрытия…………………………………13

     3.15 Эквивалентное число зубьев…………………………………….………13

     3.16 Окружная скорость……………………………………………….……….13

4. Проверочные расчеты передачи………………………………………..…….14

     4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость……………….…...14

     4.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе ...........................................14

5. Расчет усилий зубчатого зацепления…………………………………………17

6. Разработка эскизного проекта…………………………………………..……18

     6.1 Диаметры валов………………………………………………….………..18

     6.2 Расстояние между деталями передач………………………….…….…..19

     6.3 Толщина стенки корпуса редуктора……………………………..….…..19

     6.4 Диаметры болтов крепления крышки к корпусу

           редуктора…………………………………………………………….…….20

     6.5 Диаметры болтов крепления редуктора к раме…….…………………..20

     6.6 Диаметр отверстия во фланце…………………………………………….20

     6.7 Диаметр штифтов…………………………………………………….……20

     6.8 Расчет быстроходного вала на статическую прочность………………..21

     6.9 Расчёт тихоходного вала на статическую прочность ……….…………25

     6.10 Расчет  вала на динамическую прочность………….………….……..…30

7. Проектирование корпуса редуктора………………………………….……...33

8. Выбор смазки………………………………………………………….……….33

Список литературы…………………………………………………………….…...34

 

Введение

Проект – это комплекс технических документов, относящихся  к изделию, предназначенному для  изготовления или модернизации, и  содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, макеты и пр.

Заданием на курсовой проект является проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора общего назначения.

Цель предварительного расчета редуктора заключается  в составлении и уточнении  кинематической схемы установки, выборе основных элементов редуктора и  проведении силового анализа.

       В данной  работе произведена разработка  конструкции цилиндрического одноступенчатого  редуктора, выполнен расчет и  проверка  основных его элементов: зубчатой передачи, валов, подшипников, шпоночных соединений.

      На этапе  расчета передачи были найдены  допускаемые напряжения, геометрические  и кинематические параметры   передачи, произведен ее проверочный  расчет. На этапе эскизного проектирования выполнены проектные расчеты валов и корпусных деталей, назначен тип и схема установки подшипников.

      Все валы  редуктора рассчитаны на статическую  прочность, наиболее нагруженный  - на сопротивление усталости. Расчет производился на основании критериев, актуальных в современной промышленности, т.е. в первую очередь   конкурентоспособности, что обусловливается малой себестоимостью производства данного изделия, а также надежностью на всех этапах эксплуатации.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Предварительные расчеты

 

1. Определение вращающих моментов на валах редукторов:

 

 

η_ц.п=0,97…0,99;

η_ц.п=0,98; [1]

η_подш=0,99; [1]

 

 

 

T₁-номинальный крутящий момент на быстроходном валу;

T₂-номинальный крутящий момент на тихоходном валу;

n₁-частота вращения быстроходного вала;

n₂-частота вращения тихоходного вала;

U-передаточное число передачи;

η_ц.п – КПД цилиндрической передачи;

η_подш – КПД подшипников.

 

 

1.2 Выбор материалов для зубчатых колес:

 

Выбор материала для  зубчатых колес обуславливается  необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочностью зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.

Основными материалами  для цилиндрических передач являются - термически обрабатываемые стали.

В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения  сравнительно небольших габаритов  и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40Х (ГОСТ 4543-71) с  термической обработкой: для колеса — улучшение (У), для шестерни –  улучшение + токи высокой частоты (У+ТВЧ).

Шестерня: материал - сталь 40Х, средняя твердость поверхности – HRC₁=47,5:

Термообработка – улучшение+ТВЧ.

Колесо: материал – сталь 40Х, средняя твердость - НВ₂=248,5

Термообработка – улучшение.

 

 

 

 

 

 

1.3 Допускаемые контактные напряжения:

 

σ_нр= Z_N∙Z_R∙Z_V ;

В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубых передач принимают минимальное из σ_нр1 и σ_нр2, т.е.

σ_нр= min{σ_нр1,σ_нр2};

при выполнении условия  σ_нр<1,25∙σ_нр min.

σ_нр1 – допускаемое контактное напряжение шестерни;

σ_нр2 – допускаемое контактное напряжение колеса;

σ_{н lim} – предел контактной выносливости;

S_n – коэффициент запаса прочности;

Для шестерни:

σ_{н lim1} = 17 HRC₁+200=17∙47,5+200=1007,5 МПа;

S_n1 = 1,2; [2 (табл.3)]

 Для колеса:

σ_{н lim2} = 2 HB₂+70=2∙248,5+70=567 МПа;

S_n2 = 1,1. [2 (табл.3)]

Z_N – коэффициент долговечности

;

 

 

;

N_{н lim} – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости,

47,5 HRC1 = 456HB1 перевод твердости [3 (стр.13)]

;

;

N_k – число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы,

N_k = 60∙n∙L_h ;

n - частота вращения зубчатого колеса;

L_h – ресурс передачи.

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме  N_k=N_НЕ.

.

N_k1 = 60∙950∙10000=570∙10⁶;

N_k2 = = =142,5∙10⁶;

N_НЕ1 = 570∙10⁶∙[1,3³∙0,003+1³∙0,6+0,6³∙0,2+0,4³∙0,2]=570∙10⁶∙0,6626=

=377,7∙10⁶;

N_НЕ2 = 142,5∙10⁶∙0,6626=94,4∙10⁶;

;

.

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев.

Z_R = 0,95 при R_α от 2,5 до 1,25 мкм.

Z_V – коэффициент, учитывающий окружную скорость, при проектировочном расчете принимают 1. [3(стр.14)]

σ_нр1 = ∙0,921∙0,95∙1 = 734,6 МПа;

σ_нр2 = ∙0,917∙0,95∙1 = 449 МПа;

Для косозубых передач:

σ_нр = 0,45 (σ_нр1 + σ_нр2) σ_{нр min} [2(стр.4)]

при выполнении условия  σ_нр < 1,25 σ_{нр min}

σ_нр = 0,45 (734,6+449) = 532,6 МПа > σ_нр2 = 449 МПа;

σ_нр = 532,6 МПа < 1,25∙449 = 561,2 МПа,

значит σ_нр = 532,6 МПа.

 

 

1.4 Допускаемое напряжение изгиба зубьев:

 

  Допускаемые  напряжения изгиба зубьев определяют  раздельно для шестерни и колеса  по формуле 

    

 где  - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для отнулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической или химико-термической обработки зубчатого колеса по рекомендациям [2(табл.4)];

- коэффициент запаса прочности, принимаемый в зависимости от способа термической химико-термической обработки при вероятности неразрушения.

=1,75∙;

= 580 МПа; =1,75∙=1,75∙248,5=435 МПа; 

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для поковок и штамповок  =1 [2(стр.8)];

– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

При одностороннем приложении нагрузки, а также при отношении  нагрузок, действующих на противоположные  стороны зуба, менее 0,6, принимают  =1.

-коэффициент долговечности

;

= - базовое число циклов напряжений. При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами ;

По рекомендации [3(стр.15)]

При N_k>N_{F lim}; Y_N = 1 = Y_N1 = Y_N2.

Y_X – коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса. При проведении проектировочного расчета Y_X = 1 [2(стр.10)];

Yz = 1 [2(стр.8)];

S_F – коэффициент запаса прочности

S_F1 = S_F2 = 1,7.

σ_FP1 = ∙1∙1∙1∙1=341 МПа;

σ_FP2 = ∙1∙1∙1∙1=256 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Проектировочный  расчет

 

2.1 Определение начального диаметра шестерни:

d_{w1 =} 770

T_1H  – исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент, для которого число циклов перемен напряжений не менее 0,03 ∙N_{н lim r};

U – передаточное число передачи;

σ_нр – допускаемые контактные напряжения;

K_d – вспомогательный коэффициент.

Для косозубых передач K_d = 770;

T_1H = T₁, так как по циклограмме N_HE1∙0,003 = 377,7∙10⁶∙0,003 = 1,133∙10⁶ < 0,03∙N_{н lim} = 0,03∙72,2∙10⁶ = 2,17∙10⁶;

K_Hβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, определяют по графикам, с учетом расположения шестерни на валу и твердости материалов шестерни и колеса  в зависимости от коэффициента Ψ_bd.

Параметр Ψ_bd = _{определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи} b_ω при известном начальном диаметре шестерни d_w1 или наоборот. На этапе проектировочного расчета эти параметры неизвестны, поэтому по имеющимся рекомендациям принимают значение Ψ_bd в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала, с жесткостью валов и твердостью поверхностей зубьев.

При твердости поверхности  одного из сопряженных зубьев меньше 350 HB рекомендуется принимать Ψ_bd: при симметричном расположении зубчатых колес передачи относительно опор и малом расстоянии между опорами 0,8…1,4.

Ψ_bd = 0,8…1,4; [2 (стр.11)]

При Ψ_bd =1(по рис.2 [2])  K_Hβ =1,05 [2(кривая 6, рис.1)].

 

2.2 Ширина зубчатого венца:

Колеса: b₂ = b_w = d_w1∙ Ψ_bd = 1∙53,1=53,1.

Примем b_{2 =} 50 мм (по ГОСТ 6636-69)

Шестерни: b₁=b₂+(5…10) мм = 50+5=55мм.

 

2.3 Ориентировочное значение модуля:

 

 

T_1F – исходная расчетная нагрузка на шестерню, в качестве которой принимается наибольший длительно действующий вращающий момент, с числом циклов перемен напряжений более 5∙10⁴.

K_m – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач K_m = 8150.