Главная страница
Навигация по странице:

  • МИНИСТЕРСТВО науки и высшего ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

  • «САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ» Кафедра машиностроения Курсовой проект

  • Проверочный расчёт на сопротивление усталости зубьев при изгибе.

  • Курсовой проект По дисциплинеДетали машин и основы конструирования (наименование учебной дисциплины согласно учебному плану) Тема работы


    Скачать 0.72 Mb.
    НазваниеКурсовой проект По дисциплинеДетали машин и основы конструирования (наименование учебной дисциплины согласно учебному плану) Тема работы
    Дата23.10.2022
    Размер0.72 Mb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлаdetali_mashin_kursach_1.docx
    ТипКурсовой проект
    #749672

    ПЕРВОЕ ВЫСШЕЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ УЧЕБНОЕ ЗАВЕДЕНИЕ РОССИИ



    МИНИСТЕРСТВО науки и высшего ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

    Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

    Высшего образования

    «САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

    Кафедра машиностроения

    Курсовой проект
    По дисциплинеДетали машин и основы конструирования

    (наименование учебной дисциплины согласно учебному плану)

    Тема работы: Выбор материалов, термообработки и нахождение допускаемых напряжений

    Автор: студент гр. НТС-19 _________ Волков Е.И.

    (шифр группы) (подпись) (Ф.И.О.)

    Дата: ________________

    Проверил: доцент __________ Ершов Д.Ю.

    (должность) (подпись) (Ф.И.О.)

    Санкт-Петербург

    2021 г.

    Задание на курсовой проект

    В данном курсовом проекте необходимо спроектировать цилиндрический одноступенчатый редуктор. Проектирование редуктора осуществляется на основании технического задания. Необходимо выполнить и оформить пояснительную записку с полным расчетом редуктора.

    Нужно разработать сборочный чертеж редуктора со спецификацией, эскизную компоновку редуктора, а также оформить расчетно-пояснительную записку.

    Данные для проектировки:



    Аннотация

    Оглавление:

    Введение:

    Редуктор – устройство понижающее частоту вращения двигателя до требуемой частоты исполнительного органа.

    Конструктивно редуктор состоит из корпуса, в котором размещены элементы, передающие движение. Это зубчатые колеса, валы и другие. Иногда в корпусе редуктора могут находиться дополнительные устройства, обеспечивающие смазку цепей или охлаждение нужных деталей и узлов. Редуктор состоит из червячных или зубчатых передач, благодаря которым происходит вращение вала рабочего механизма.


    1.  Кинематический и энергетический расчѐт привода с одноступенчатым редуктором.


    Цель расчёта: выбор электродвигателя, определение передаточного отношения передачи, нахождение частоты вращения и угловых скоростей, вращающих моментов и мощностей на валах. Полученные результаты являются исходными данными для последующих расчётов элементов привода.

    Электродвигатель выбирают по требуемой мощности и частоте вращения.

    Мощность электродвигателя должна быть больше мощности на выходном валу, так как часть её расходуется в приводе на преодоление трения в муфтах, передачах и подшипниках, на перемешивание масла в редукторе. Какая часть мощности, поданной на входной вал привода, доходит до выходного вала, показывает коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода. Общий к.п.д. привода ŋ равен произведению к.п.д. передачи ηц (для цилиндрической зубчатой передачи ηц = 0,97…0,98.Можем взять среднее значение 0,975), к.п.д. подшипников ηп = 0,99 и к.п.д. муфты ηм = 0,98:

    ƞ = ηц * ηпj * ηм

    ƞ = 0.975 * 0.992 * 0,98 = 0,927

    где j - количество пар подшипников в приводе (для одноступенчатого редуктора j = 2).

    Находим требуемую мощность электродвигателя:

    Pтреб = = = 3,99

    Для нахождения требуемой частоты вращения электродвигателя nвх учел, что цилиндрическая зубчатая передача имеет разумные габариты при значениях передаточного числа от 1,5 до 10, при этом требуемая частота вращения электродвигателя находится в пределах:

    nвхmin = nвых * 1.5 = 280 * 1.5 = 420 (об/мин)

    nвхmax = nвых * 10 = 280 * 10 = 2800 (об/мин)

    В приводах общего назначения обычно используются электродвигатели переменного тока с синхронной частотой вращения, равной 750, 1000, 1500 или 3000 об/мин. Для привода принимается двигатель с частотой вращения, принадлежащей найденному интервалу nвхmin – nвыхmax или ближайший к нему.
    Рассчитанному интервалу принадлежат частоты вращения нескольких двигателей. Необходимо учитывать, что с повышением частоты вращения масса двигателя и его габариты уменьшаются, снижается стоимость, однако уменьшается его рабочий ресурс. Наиболее предпочтительны двигатели со средними частотами вращения 1000 или 1500 об/мин. Исходя из этого, я выбрал двигатель с частотой вращения 1500 об/мин.
    Выбирается двигатель ближайшей большей мощности Pдв (4 кВт) и частоте вращения nдв (1500 об/мин) к полученной по расчёту: 4А100L4У3 или 4АМ100L4 

    Таблица 1

    Марка двигателя

    Мощн
    кВт

    Скольж
    %

    КПД
    %

    Коэф.
    мощн

    Ммакс/


    Мп/
    Мн

    Ммин/
    Мн

    Iп/


    4А100L4У3

    4АМ100L4

    4

    5,3

    84

    0,84

    2,2

    2

    1,6

    6


    *Необходимо быть условие, что Pтреб < Pдв => ближайшее значение мощности двигателя (4 кВт) нам подходит.
    Определяется фактическое передаточное отношение передачи:

    u = = = 5.36

    Найдём значения угловых скоростей валов ω1 и ω2 (с-1 ):

    ω1 = ωдв = = = 157 (c-1)

    ω2 = = = 29,31 (c-1)

    Мощности Р на валах:

    P1 = Pтреб * ŋм * ŋп = 3,81 (кВт)

    Р2 = Р1 * ŋц * ŋп = 3,68 (кВт)

    Вращающие моменты T на валах (Н⋅м):

    T1 = = 24,29 (Н*м)

    T2 = = 125,61 (Н*м)
    1. Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатой цилиндрической передачи.


    Материал зубчатых колёс должен обеспечить контактную и изгибную прочность зубьев. Этим свойствам в наибольшей степени отвечают термообрабатываемые стали.

    Зубчатые колёса в зависимости от твёрдости поверхности зубьев разделяют на две группы. Первая - твёрдостью НВ ≤ 350 - зубчатые колёса нормализованные и улучшенные, вторая - закалённые, цементированные, нитроцементированные, азотированные с твёрдостью НВ > 350.

    По заданию нам дана твердость НВ > 380 зубчатые колёса закалённые, цементированные, нитроцементированные, азотированные.

    Выбираем сталь 20ХНМ для колеса и шестерни по таблице 3.1 из методички:

    Таблица 2

    Марка стали

    НВ (сердцевины)

    HRC (поверхности)

    σВ (Мпа)

    σГ (Мпа)

    Термическая обработка

    20ХНМ

    300-400

    56-63

    1000

    800

    Улучшение +

    Цементация +

    Закалка

    Выбираем способ термической обработки – цементация, так из всех предложенных способов только азотирование удовлетворяет нашим требованиям HRC: 56-63, т.е. мы выбираем способ обработки исходя из твердости поверхности зубьев, а не сердцевины.

    Для не прирабатывающихся зубчатых передач с твёрдостью активных поверхностей обоих колёс HRC ≥ 45 обеспечивать разность твёрдостей зубьев шестерни и колеса не требуется. Этим колёсам задают одинаковые режимы термообработки и получают одинаковую твёрдость зубьев.

    Таблица 3

    Способ термической термической или химико-термической обработки зубьев

    Твердость поверхностей зубьев

    Группа стали

    σН0 (Мпа)

    SH

    KHL max

    Цементация

    55-65 HRC

    Легированная

    23 HRC

    1,2

    ≤1.8

    Далее рассчитываем эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений NHE :

    NHE1 = n1*60*tч = 2 250 000 000

    NHE2 = n2*60*tч = 420 000 000

    NH0 – база испытаний (предварительно задаваемое наибольшее число циклов перемен контактных напряжений), выбираем исходя из графика (HB=380):


    Рисунок 1

    NH0 = 45 000 000

    Коэффициент долговечности (KHL), вычисляется по формуле:

    KHL = = = 0,52

    KHL = = = 0,69



    Рисунок 2

    Определяем предел контактной выносливости в двух крайних значениях HRC способа обработки – цементация:

    h01 = 23* HRC = 23 * 55 = 1265 (МПа)

    h02 = 23* HRC = 23 * 65 = 1495 (МПа)

    Подставляем данное значение в формулу для допускаемого контактного напряжения:

    σHP1 = 0,9* *KHL = 0,9 * * 1.03 = 978 (МПа)

    σHP2 = 0,9* *KHL = 0,9 * * 1.03 = 1156 (МПа)

    *σН0 – предел контактной выносливости, определяется по формулам в зависимости от твёрдости поверхности зубьев;

    sH – коэффициент безопасности

    КHL – коэффициент долговечности
    Значение контактного допускаемого напряжения вычисляется отдельно для шестерни σHP1 и для колеса σHP2. Общее расчётное напряжение σHP принимается для прямозубых передач равным наименьшему из двух σHP1 и σHP2. Из результатов видно, что σHP1 является меньше и равен 978 (МПа).
    Далее находим значения предела выносливости σF0 и величины коэффициента безопасности sF по таблице:

    Таблица 4



    Далее считаем КFLкоэффициент долговечности, при НВ ≥ 350 рассчитывается по формуле:
    КFL =
    NF0 – база испытаний (предварительно задаваемое наибольшее число циклов перемен напряжений изгиба), для всех сталей NF0 = 4 ⋅ 106

    NFE - эквивалентное число циклов перемен напряжений изгиба, вычисляется также, как и NHE и равен = . При значении NHE ≥ NF0, принимается NHE = NF0
    КFL = = 1

    Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на сопротивление усталости зубьев при изгибе рассчитывается отдельно для зубьев шестерни σFP1 и колеса σFP2 по формуле:

    σFP = * KFL * KFC
    σFP = * 1 * 0,8 = 400 (МПа)
    КFC – коэффициент реверсивности, при реверсивном режиме КFС = 0,8 при НВ>350;
    1. Проектный расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи.


    Задаём стандартное значение коэффициента отношения ширины колеса к межосевому расстоянию ψba в зависимости от твёрдости рабочей поверхности зубьев и расположения колес относительно опор:

    Таблица 5



    Вычисляем коэффициент отношения ширины колеса к диаметру ψbd:
    Ψbd = 0.5 ⋅ ψba (u + 1)
    Ψbd = 0,79
    *где u – передаточное отношение передачи (мы его считали выше)

    Далее смотрим по таблице и находим значение КHB (Берем среднее значение КHB = 1,15)

    Таблица 6



    Из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев вычисляется межосевое расстояние передачи aW:
    aw = Ka * (u +1 ) *
    где Ка – коэффициент; для прямозубой передачи Кa = 490
    aw = Кa * (u +1 ) * = 490 * (5.35 + 1) * = 59 (мм)

    Выбираем из таблицы значение aw приближенное к нашему полученному значению из таблицы (в приоритете 1 ряд):

    Таблица 7

    Выбираем значение aw 63 (мм).

    Назначаем число зубьев шестерни z1. Для зубчатых колёс, нарезанных без смещения = 20

    По графику находим значение коэффициента формы зуба YF1 (при коэффициенте смещения Х=0).



    Рисунок 3

    По графику находим значение YF1 = 4,15

    Далее вычисляем ширину венца зубчатого колеса bw по формуле:
    bw = aw * Ψbd
    bw = 50
    Определяем нормальный модуль зацепления mn (для прямозубой передачи mn ≡ m) из условия сопротивления усталости зуба при изгибе:

    mn = = 0,76
    где Кma – коэффициент для прямозубых колёс Кma = 1400
    Из расчёта на сопротивление усталости зуба при изгибе модуль получился намного меньше 1,5 мм => его значение определяют по формуле:
    mn = = 1,17

    = 1
    Выбираем приближенное значение mn из таблицы:

    Таблица 8





    mn = 1.25
    Число зубьев колеса z2:

    z2 = z1 * u
    z2 = 107; YF1 = 3,75 (См. по Рис. 3)
    Находятся делительные диаметры колёс:
    d1 = = 25(мм)

    d2 = = 133.93 (мм)
    Для прямозубой передачи уточняется значение межосевого расстояния:
    aw = = 79,46

    Находятся диаметры вершин зубьев:
    da1 = d1 + 2 * mn = 27,5 (мм)
    da2 = d2 + 2 * mn = 136.43 (мм)
    Диаметры впадин зубьев:
    df1 = d1 – 2.5 * mn = 21,875 (мм)
    df2 = d2 – 2.5 * mn = 130,8 (мм)
    Определяется ширина венца зубчатого колеса bw2 и шестерни bw1:
    bw2 = aw * ψba = 19,87 (мм)
    bw1 = bw2 + 4 = 16,89 + 4 = 23,86 (мм)
    Полученные при расчёте значения bw2 и bw1 округляются до ближайшего числа из ряда чисел Ra20 нормальных линейных размеров.


    При этом ширина венца зубчатого колеса bw2 должна быть такой, чтобы величина коэффициента осевого перекрытия εβ была не менее:
    ε = = = 4.07

    1. Проверочный расчет прямозубой цилиндрической передачи .


    Находим окружную скорость зубьев шестерни v:

    v = = 1962,5 (мм*с) = 1.96

    (м*с)

    По таблице назначается степень точности передачи:

    Таблица 9



    Рассчитывается коэффициент ZH, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления. При коэффициенте смещения Х = 0 он вычисляется по формуле:

    ZH = = = 1.64

    Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряжённых колёс ZM при стальных колёсах равен ZM = 274

    Рассчитывается коэффициент торцевого перекрытия εa:

    εa = (1.88 – 3.2 * ( + )) * cosB

    εa = (1.88 – 3.2 * ( + )) * cosB = 1.68

    Для прямозубых передач εa ≥ 1,2

    Определяется значение коэффициента Zε , учитывающего суммарную длину контактных линий. Для прямозубых колёс:
    Zε = = = 0,88
    Находится окружная (тангенциальная) сила Ft:
    Ft = = = 2.2862 * 1000 = 1943,26 (Н)
    По таблице назначаем коэффициент δH, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев:

    Таблица 10


    δH = 0.014; δF = 0,016

    Далее по таблице выбираем коэффициент g0, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса:

    Таблица 11


    g0 = 73
    Выбираем коэффициент КНα, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач КНα=1.
    Определяем удельную окружную динамическую силу WHV:
    WHV = δH * g0 * v *
    WHV = 7.72
    Коэффициент динамичности КHV:
    КHV = 1 + = = 1.07
    Удельная расчётная окружная сила wHt:
    wHt = * КHB * КHV * KHa
    wHt = * 1,15 * 1,07 * 1 = 120,21
    – для прямозубых передач

    Выполняем проверочный расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев передачи:



    = 274 * 1,64 * 0,88 * = 942,02 (МПа)

    = = 3,7 (%)

    Не должно превышать 5% в сторону перегрузки (σН>σНР) и 15% в сторону недогрузки (σН<σНР). В этом случае размеры передачи считаются удовлетворительными.
    Проверочный расчёт на сопротивление усталости зубьев при изгибе.
    По Рисунку 4 определяется коэффициент концентрации нагрузки КFβ. По Таблице 11 назначается коэффициент δF, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев.



    Рисунок 4

    КFβ = 1,15

    Рассчитывается удельная окружная динамическая сила wFV:

    = 8,83 (Н/мм)

    Коэффициент динамичности КFV:

    КFV = = 1,08

    Удельная расчётная окружная сила wFT:

    = 121,32

    Находится окружная (тангенциальная) сила Ft:



    Радиальная сила:



    Осевая сила



    Проверка на изгибную прочность колеса и шестерни:





    написать администратору сайта