Оглавление:
Расчет привода с горизонтальным цилиндрическим косозубым редуктором
Задание на курсовую работу:
Подобрать электродвигатель, произвести кинематический и силовой расчеты привода (рис. 5.1), прочностной расчет цилиндрической косозубой передачи.
Исходные данные
- Мощность на валу рабочей машины
- Частота вращения вала рабочей машины
. - Передаточное число редуктора
. - Передача нереверсивная, предназначенная для длительной работы.
- Жесткие требования к габаритам передачи не предъявляются.
- Требуемая долговечность привода
.
5.1. Выбор электродвигатели, кинематический и силовой расчеты привода
Определяем общий КПД привода:
где 
— КПД соединительной муфты: = 0,98 ;
— КПД пары зубчатых цилиндрических колес: = 0,97;
— КПД пары подшипников качения: = 0,99 (см. табл. 3.1).
Определяем потребляемую двигателем мощность (расчетную мощность):
где 
— потребляемая мощность на валу рабочей машины, кВт.
Определяем частоту вращения вала двигателя:
где 
— передаточное число редуктора;
— частота вращения вала рабочей машины, 
.
По табл. 3.3 подбираем электродвигатель с номинальной мощностью, равной или несколько превышающей расчетную, и с частотой вращения вала ротора, близкой к определенной выше (для быстроходного вала редуктора). Принимаем электродвигатель единой серии 4А типа 132М4, для которого 
(см. табл. 3.3).
Примечание: допускается перегрузка по мощности двигателя до 5-8 % при постоянной нагрузке и до 10-12 % — при переменной [2,5]. Определяем частоты вращения валов привода:
- частота вращения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора:
- частота вращения ведомого вала редуктора и вала рабочей машины:
Определяем мощности на валах привода:
- потребляемая мощность электродвигателя
- мощность на ведущем валу редуктора
- мощность на ведомом валу редуктора
- мощность на валу рабочей машины
Определяем вращающие моменты на валах привода:
- момент на валу электродвигателя
- момент на ведущем валу редуктора
- момент на ведомом валу редуктора
- момент на валу рабочей машины
Данные расчета представим виде таблицы (табл. 5.1).
5.2. Расчет зубчатой передачи
5.2.1. Выбор материала и способа термообработки колес
При выборе материала для изготовления зубчатой пары для обеспечения одинаковой долговечности обоих колес и ускорения их при-работки твердость материала шестерни следует назначать больше твердости материала колеса. Разность твердостей для колес с 
350 НВ рекомендуется: у прямозубых — (20-50) НВ; косозубых (20-70) НВ; при 
> 350 НВ — (4-6) HRC.
Для изготовления шестерни и колеса передачи редуктора выбираем сталь 40Х (ГОСТ 4543). Термообработка — улучшение: для шестерни до твердости 
= 325 НВ, для колеса — до твердости 
= 270 НВ (см. табл. 3.4).
5.2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений
Допускаемые напряжения определяются для шестерни и колеса по формуле [7, с. 14]
где 
— предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 5.2):
— коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала = 1,1 (при твердости колес < 350 НВ); с поверхностным упрочнением = 1,2 (при твердости колес
при 
, но не более 2,6 для однородной структуры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения [6];
при 
но не менее 0,75 [6];
— базовое число циклов нагружений, соответствующее пределу выносливости; принимается по графику ([6, рис. 18.22, с. 342]) или вычисляется но формуле [7, с. 26]:
где — твердость материала рассчитываемого зубчатого колеса в единицах НВ;
— число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи при постоянной нагрузке [6]:
где 
— число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым; 
— срок службы привода, ч (см. задание); 
— частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса.
— коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев [7, с. 24];
— коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости [7, с. 24]; 
— коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазного материала [7, с. 24];
— коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [7, с. 24]; 
— коэффициент, учитывающий влияние перепада твердостей материала сопряженных поверхностей зубьев.
При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354-87 [7, с. 57] рекомендует принимать
Так как
то
Для цилиндрической косозубой передачи для расчета [6, с. 342] принимается:
папу при выполнении условия
Так как 
меньше минимального из двух значений 
и 
, в качестве расчетного напряжения принимаем минимальное значение 
.
5.2.3. Определение допускаемых напряжении изгиба
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость 
определяются по формуле
где 
— предел выносливости зубьев при изгибе [6, с. 343, табл. 18.7]; [8, табл. 9.12, с. 194]; [7, с. 33]:
где 
— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений; выбирается по табл. 5.3 в зависимости от способа термической или химико-термической обработки [6, с. 343, табл. 18.7]; [7, с. 47, табл. 16];
— коэффициент, учитывающий технологию изготовления; = 1 [7, с. 34];
— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: поковка и штамповка = 1; прокат = 0,9; литье = 0,8 [7, с. 34];
— коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; для нешлифованной переходной поверхности принимают = 1 ([7, с. 34]);
— коэффициент, учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; если этого нет, то = 1 [7, с. 34];
— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверс); при одностороннем приложении нагрузки = 1, при двухстороннем — = 0,7-0,8.
— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности; при отсутствии полирования переходной поверхности зуба = 1 [7, с. 36];
— коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, при 
= 1 [7, с. 37];
— опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; для модуля передачи от 1 до 8 мм этот коэффициент убывает от 1,1 до 0,92; примем = 1,0 [7, с.36];
— коэффициент безопасности, = 1,4-1,7 [7, с. 35]; 
— коэффициент долговечности [7, с. 29].
где 
— базовое число циклов нагружений, для любых сталей 
циклов [6, с. 343];
— общее число циклов перемены напряжений при нагрузках с постоянными амплитудами:
— показатель кривой усталости: для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, и зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твердости и термообработки их зубьев 
= 6; = 9 — для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью при твердости поверхности зуба 
> 350
Так как
то принимаем
Тогда
5.2.4. Проектировочный расчет передачи
Проектировочный расчет передач служит только для предварительного определения размеров и не отменяет расчета на контактную выносливость.
При проектировочном расчете определяется один из геометрических параметров передачи — межосевое расстояние 
или делительный диаметр шестерни 
[7, с. 57]. Предпочтительным считается расчет , так как его значение сразу дает представление о габаритах передачи.
Делительный диаметр шестерни
где 
— вспомогательный коэффициент; = 675 — для косозубых и шевронных передач; = 770 — для прямозубых передач [6, с. 331]; [7, с. 57].
Ориентировочное значение межосевого расстояния [6, с. 332; 7, с. 57]
где знак «плюс» используется при расчете передач внешнего зацепления, а «минус» — для передач внутреннего зацепления;
— вспомогательный коэффициент для прямозубых передач = 495, для косозубых и шевронных передач = 430 [6, с. 332; 7, с. 57];
— вращающий момент на колесе (на ведомом звене);
— передаточное число передачи;
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от твердости колес и параметра 
по графику (рис. 5.3):
— коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни;
— коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимают из стандартного ряда чисел в зависимости от положения колес относительно опор (см. с. 22).
Передача косозубая, расположение колес — симметричное, следовательно,
Полученное ориентировочное межосевое расстояние округляем до стандартного значения но предпочтительному ряду (табл. 5.4, с. 55). Принимаем = 125 мм.
Нормальный модуль при принятой термообработке колес рекомендуется выбирать из диапазона
Из стандартного ряда модулей (табл. 5.5, с. 55) принимаем 
= 2 мм. Значение модуля менее 1,5 мм для силовых передач задавать не рекомендуется. Рабочая ширина колеса
ширина шестерни
Принимаем
Угол наклона зубьев для косозубого зацепления без смещения рекомендуется 
= 7-18°.
Предварительно приняв коэффициент осевого перекрытия 
= 1 [8, с. 174, табл. 9.1], определим минимальный угол наклона зубьев:
Величиной угла можно задаться, например, = 10°. Суммарное число зубьев [2, с. 13]
Принимаем
Определим числа зубьев шестерни 
и колеса 
.
принимаем = 21;
Фактическое передаточное число
Для того, чтобы вписать косозубую цилиндрическую передачу в заданное межосевое расстояние = 125 мм при принятых числах зубьев зубчатых колес, уточним угол наклона зубьев:
Определим делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:
Выполним проверку межосевого расстояния:
Вычислим величину усилий, действующих в зацеплении, и изобразим схему действия сил (рис. 5.2):
- окружная:
- радиальная:
- осевая:
5.2.5. Проверочный расчет передачи на контактную усталость
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного 
и допускаемого 
контактных напряжений [6, с. 330]; [7, с. 14]:
где 
— контактное напряжение в полюсе зацепления при 
= 1 [7, с. 14]:
Коэффициент нагрузки определяют по зависимости [6, с. 327]; [7, с. 14].
где 
= 1 — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [6, с. 327]; [7, табл. 6, с. 15];
— коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [6, с. 328]; [7, табл. 6, с. 16]:
где 
— удельная окружная динамическая сила, Н/мм [6, с. 328]; [7, табл. 6, с. 16].
где 
— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 5.7);
— коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл. 5.8); 
— окружная скорость зубчатых колес:
— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач и косозубых при осевом коэффициенте перекрытия 
при 
табл. 5.9;
— осевой коэффициент перекрытия:
— коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; для стальных колес = 190 [7, табл. 6, с. 15];
— коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [7, табл. 6, с. 15]:
где 
— делительный угол профиля в торцовом сечении: 
[8, с. 174, табл. 9.1];
— основной угол наклона для косозубой передачи:
— угол зацепления, для косозубой передачи без смещения;
— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий [7, с. 15, табл. 6]; для косозубых передач при 
при
— коэффициент торцового перекрытия [8, с. 175, табл. 9.1]:
Для рассчитываемого объекта имеем следующие данные: редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый, частота вращения ведущего вала 
, передаточное число редуктора 
= 4,905; частота вращения ведомого вала
вращающие моменты на валах
Для данной скорости колес степень точности — 9-я (см. табл. 5.6).
Определим процент перегрузки:
Условие прочности выполняется. По принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения +5 % (перегрузка) и -10 % (недогрузка).
Если отклонение выходит за указанные пределы, то размеры и другие параметры необходимо откорректировать. Рекомендуется в небольших пределах изменить ширину колеса (при перегрузках увеличить, при недогрузках — уменьшить); изменить межосевое расстояние; выбрать другой режим термообработки поверхностей зубьев и соответственно изменить твердость поверхности зубьев, что приведет к увеличению или уменьшению 
.
5.2.6. Проверочный расчет передачи на изгибную усталость
Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения их усталостного излома, устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения:
Расчетное местное напряжение при изгибе [7, с. 29]
где 
— коэффициент нагрузки:
— коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [7, с. 30, табл. 13]:
где 
— удельная окружная динамическая сила, Н/мм [7, с. 30, табл. 13]:
— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 5.7);
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки но длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра 
но графику (рис. 5.4);
— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 5.9);
— коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (рис. 5.5).
Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать отношение 
, проверку производить по тому из колес пары, у которого это отношение меньше;
— коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач 
[7, с. 32, табл. 13];
— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при 
При 
Следовательно
Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса [7, с. 62, табл. 20]:
Следовательно,
Определим отношение 
:
Расчет но изгибным напряжениям ведем для колеса, так как 
Условие прочности выполняется: 105,795 МПа < 277,9 МПа. Значение 
значительно меньше 
, однако это нельзя рассматривать как недогрузку передачи, так как основным критерием работоспособности данной передачи является контактная усталость.
Примечание: ряд 1 следует предпочитать ряду 2; для тракторной промышленности допускаются 
= 3,75; 4,25; 6,5 мм; для автомобильной промышленности допускается применение модулей, отличающихся от установленных в настоящем стандарте.
Это курсовая работа взята со страницы готовых курсовых работ по прикладной механике:
Курсовые работы по прикладной механике
Возможно эти курсовые работы вам будут полезны:
