Выбор материалов для изготовления деталей редуктора
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»
Выполнила Проверил
Студент группы УК-21 ст. преподаватель
Житкевич А.А. Макеев С. В.
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. 14
Список используемой литературы: 16
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 косозубое.
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
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 35 ХМ с твёрдостью 
, пределом прочности 
, пределом текучести 
. Для изготовления колеса принимаем сталь Ст 35 ХНМА улучшенную с твёрдостью 
, пределом прочности 
, пределом текучести 
.При таком выборе материалов шестерни и колеса обеспечивается выполнение условия 
.
Для изготовления валов принимаем сталь Ст 45 Х, 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 
.
При определении оптимального угла наклона зуба учитываем, что коэффициент осевого перекрытия должен соответствовать условию >1,1.
Примем =1,6. Угол наклона зуба, который должен быть в пределах 8°< <20°, определяется по формуле 
Тогдаугол наклона зуба к образующей делительного цилиндра
°
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
Принимаем целое число 
Число зубьев шестерни определяется по формуле 
. Число зубьев колеса 
.
Фактическое передаточное отношение: 
.
Определяем процентное отклонение от заданного значения (отклонение не должно превышать 4%):
.
Фактическая частота вращения ведомого вала редуктора
Отклонение действительной частоты вращения ведомого вала от заданной не должно превышать 4 %.
Величину угла наклона зуба уточняем при помощи формулы
°.
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 8. .
Коэффициент торцового перекрытия:
.
Коэффициент, учитывающих повышение прочности косозубых передач по контактным напряжениям:
.
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.
.
.
Фактическое напряжение в линии контакта зубьев 
не должно превышать допускаемое более 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. При выполнение условия 
целесообразно изготовить вал и шестерню в виде одной детали.
В нашем случае 
, поэтому вал и шестерню будем изготавливать в виде одной детали.
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 309 средней серии, у которого 
, 
, 
, 
, динамическая грузоподъемность 
, статическая грузоподъемность 
.
Для ведомого вала – подшипник 317 средней серии, у которого 
, 
, 
, 
, динамическая грузоподъемность 
, статическая грузоподъемность 
.
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.
Определяем предельные размеры:
Определяем предельные и средний натяги (зазоры):
Определяем допуск посадки:
Список используемой литературы:
1 Конспект лекций по дисциплине «ТММ и ДМ».
2 Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С.“Детали машин” М., “Машиностроение” 1983.
3 В.И. Врублевская Детали машин и основы конструирования Гомель, БелГУТ, 1991
4 В. Н. Кудрявцев Детали машин Ленинград, Машиностроение 1980
5 Д. С. Левятов Расчеты и конструирование деталей машин. М., Высшая школа, 1979
6 М. Н. Иванов, В. Н. Иванов Детали машин. Курсовое проектирование. М., Высшая школа, 1975