Курсовой проект по ДМ с 3d моделью редуктора

МИЛЛИМЕТРОВКА.cdw

Вал.dwg

Сталь Ст.5 ГОСТ 380-94
ПГУ 1.3-06.190205.106.001-ТЧ
Твердость не менее HB 190 220
* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -
отверстий - остальных

Зубчатое колесо.dwg

Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71
ПГУ 1.3-06.190205.106.001-ТЧ
Радиусы скруглений 1
Неуказаные пред откл. размеров: валов - отверстий - Н14
Направлении линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения

ЛИСТ1СБ.dwg

ПГУ 1.3-06.190205.106.001-ТЧ
Техническая характеристика
Наименование параметра
Общее передаточное число
Мощность передоваемая
Технические требования
Необработанные поверхности корпуса перед сборкой красить:
внутренние - маслостойкой
внешние - серой нитро эмалью. На
поверхность крышки перед сборкой нанести герметик.
В картер залить масло марки И-Г-А 68 ГОСТ 17479.4-89

Спецификация2.spw

Зубчатое колесо.cdw

Направлении линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71
ПГУ 1.3-06.190205.106.001-
Радиусы скруглений 1
Неуказаные пред откл. размеров: валов - отверстий - Н14

Вал.cdw

Твердость не менее HB 190 220
* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -
отверстий - остальных
Сталь Ст.5 ГОСТ 380-94
ПГУ 1.3-06.190205.106.001-

Спецификация.spw

записка.doc

Данный курсовой проект состоит из пояснительной записки и графической части.
В пояснительной записке приведен расчет привода к скребковому конвейеру выполненный на 32 листах в котором подробно расписана методика кинематического расчета привода и выбора электродвигателя проведен проектный расчет на прочность зубчатых передач расчет вала на прочность кроме этого расчет шпоночных соединений и подшипников качения.
Графическая часть содержит:
Лист формата А1 – сборочный чертеж редуктора;
Лист формата А1 – рабочие чертежи деталей редуктора – зубчатого колеса и его вала;
Лист формата 2А1 – трехмерная модель редуктора.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя .4
1. Выбор электродвигателя .4
2. Кинематический расчет привода 6
Проектный расчет на прочность зубчатых передач 8
1. Выбор материала шестерни и колеса .8
2. Определение допускаемых напряжений 8
2.1. Допускаемые контактные напряжения 8
2.2. Допускаемые напряжения изгиба зубьев 11
3. Проектный расчет на прочность закрытой
цилиндрической зубчатой передачи редуктора 12
Определение компоновочных размеров 22
Расчет тихоходного вала 23
Выбор подшипников качения 29
Расчет шпоночного соединения .31
Кинематический расчет привода и
выбор электродвигателя
Проектирование приводных устройств начинается с кинематического расчета привода задачей которого является выбор по каталогу электродвигателя определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным ступеням передач согласно кинематической схеме.
1. Выбор электродвигателя
Электродвигатель подбирается по каталогу по требуемой мощности в соответствии с режимом эксплуатации машины. При выборе электродвигателя различают три основных режима работы: длительный кратковременный и повторно – кратковременный.
Определяем потребную мощность двигателя:
где ; - общий КПД привода.
Определяем общий КПД привода:
где - КПД ременной передачи;
- КПД одной пары подшипников;
- КПД зубчатой цилиндрической передачи;
Принимаем из таблицы 1.1 [1]:
Проводим оценку кинематических возможностей привода:
где - передаточное число редуктора;
- передаточное число ременной передачи.
Принимаем по таблице 1.2 [1]:
Определяем частоту вращения третьего вала:
Определяем частоту вращения двигателя:
После этого по таблице 1.3 [1] подбираем электродвигатель с мощностью Pэд и частотой вращения вала nэд близкими к полученным Pэдтр и nэдтр. При этом Pэд должна быть равна или больше требуемой. Можно выбрать электродвигатель меньшей мощности.
В этом случае он будет работать с перегрузкой величину которой определяем по формуле:
где - допускаемая перегрузка двигателя: = 5 8% при постоянной нагрузке = 10 12% при переменной.
Выбираем из таблицы 1.3 [1] двигатель с синхронной частотой 1000 мин-1 марки 4АМ132М6У3 =75кВт =970мин-1.
2. Кинематический расчет привода
После окончательного выбора определяем общее передаточное число привода:
Полученное расчетом общее передаточное число распределяем между ступенями передач.
В соответствии с рекомендациями [1] принимаем: =5; =3
Определяем частоты вращения валов:
Определяем мощность на валах:
Определяем вращающие моменты на валах:
=3233мин-1; =698кВт; =20618Нм
=647мин-1; =65кВт; =9594Нм
Рис. 1 – Схема редуктора
Проектный расчет на прочность зубчатых передач
Целью проектного расчета является определение геометрических размеров передачи обеспечивающих работоспособность и надежность при заданных условиях эксплуатации и заданном ресурсе.
1. Выбор материала шестерни и колеса
Для редукторов шестерни и колеса следует изготовлять из одинаковых марок сталей с термической обработкой по двум вариантам [1] с.30.
Из таблицы 2.1 [1] выбираем материал для шестерни и колеса – Сталь 40ХН с термообработкой: улучшение зубьев колеса НВ 269 302; улучшение и закалка ТВЧ зубьев шестерни НRCэ48 53.
2. Определение допускаемых напряжений
Допускаемые напряжения при расчетах на контактную и изгибную выносливость необходимо определять с учетом режима нагружения зубьев.
Допускаемые напряжения определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса.
2.1. Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые напряжения для зубьев шестерни и колеса определяются по общей зависимости:
где - длительный предел контактной выносливости определяемый по таблице 2.2 [1] в зависимости от материала зубчатого колеса и вида термической обработки по среднему значению твердости поверхностей зубьев равной полусумме верхнего и нижнего значений их твердости взятых из таблицы 2.1 [1]; ZR - коэффициент учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев; при Ra=125 063 мкм (притирка и обкатывание) ZR=1; ZV - коэффициент учитывающий влияние скорости: повышение скорости вызывает увеличение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения.
При скорости до 10 мс (что имеет место в редукторах) и при твердости поверхностей зубьев менее 350 НВ ZV=1 .107; при твердости больше 350 НВ ZV=1 .104; принимаем ZV1=102 и ZV2=103;
SH – коэффициент запаса контактной прочности принимается из таблице 2.2 [1]; принимаем SH1=13 и SH2=12;
- коэффициент долговечности учитывающий режим нагружений и требуемый ресурс передачи принимается в пределах ;
NH NK- требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах.
При постоянном режиме нагружений:
где С – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот; n - число оборотов в минуту рассчитываемого колеса мин –1; - требуемый ресурс передачи ч.
При переменном режиме нагружений в формулу для определения вместо подставляют эквивалентное число циклов
- это напряжение не должно превышать . В противном случае принимаем .
2.2. Допускаемые напряжения изгиба зубьев
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяем по формуле:
где – длительный предел выносливости при “отнулевом” цикле нагружений выбирается по таблице 2.3 [1] в зависимости от материала и твердости зубьев; - коэффициент запаса изгибной прочности выбирают по таблице 2.3 [1];
- коэффициент долговечности принимаемый в пределах ; - показатель степени кривой усталости; для нормализованных и улучшенных колес; для поверхностно упрочненных колес при при .
- требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах.
При переменном режиме нагружений в формулу определяющую вместо подставляют эквивалентное число циклов
Если и то принимают .
3. Проектный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой передачи редуктора
Предварительные геометрические размеры передачи определяют расчетом на контактную выносливость зубьев.
Определяем предварительное значение межосевого расстояния мм:
где знак «+» (здесь и далее) относится к внешнему зацеплению а знак «-» – к внутреннему; - вращающий момент колеса Н.м; - коэффициент принимается в зависимости от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса.
Уточняем найденное значение межосевого расстояния:
где - для косозубых зубчатых колес;
- коэффициент ширины венца зубчатого колеса;
Коэффициент нагрузки
Коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку зависит от окружной скорости V и степени точности изготовления передачи. Окружная скорость определяется по формуле:
Степень точности выбираем по таблице 2.4 [1]: принимаем 8-ю степень точности.
Тогда по таблице 2.5 [1].
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий определяется по нонограммам (рис.2.4) [1] в зависимости от коэффициентов ширины схемы передачи и твердости зубьев.
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися парами зубьев в связи с погрешностями изготовления шестерни и колеса определяется по следующим приближенным зависимостям:
для косозубых передач
где - число обозначающее степень точности передачи; для зубчатых колес с твердостью и и при и или и .
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250; 280; 315; 335; 400; 450.
Определяем ширину венца колеса:
Определяем ширину шестерни:
Определение нормального модуля зубчатых колес производится при следующих условиях:
Значение модуля должно быть в пределах
Минимальный модуль определяется из условия прочности зубьев на изгиб по известному межосевому расстоянию по следующей зависимости:
где для прямозубых передач и 2600 для косозубых и шевронных передач; – коэффициент нагрузки принимаемый равным .
Максимально допустимый модуль определяется из условия неподрезания зубьев у основания:
В диапазоне от до принимаем стандартное значение нормального модуля по ГОСТ 9563 –60 мм;
-ый ряд – 10; 125; 15; 2; 25; 30; 40; 50; 60; 80; 100.
- ой ряд – 175; 225; 275; 35; 45; 55; 70; 90.
Ряд 1 следует предпочитать ряду 2.
Определяем минимальный угол наклона зубьев:
Определяем суммарное число зубьев:
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа принимаем .
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса :
После вычисления чисел зубьев колес косозубых передач необходимо определить точное значение угла наклона зубьев с целью сохранения принятого межосевого расстояния :
Определяем фактическое значение передаточного числа с точностью до 001:
В многоступенчатых редукторах общее фактическое передаточное число не должно отличаться от заданного более чем на 4%.
Проверочный расчет на контактную выносливость проводим по зависимости:
где осредненные значения коэффициента для прямозубых и для косозубых передач.
Если расчетные напряжения меньше допускаемых в пределах 15 20% или превышают их в пределах 5% то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. % В противном случае необходимо изменить геометрические параметры колес или повысить сопротивление усталости материала. Наиболее просто изменить ширину зубчатого венца:
где - скорректированная рабочая ширина зубчатого венца колеса.
Проверочный расчет на выносливость при изгибе проводим для зубьев шестерни и колеса по общей зависимости:
где - коэффициент нагрузки
где - коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче определяется по таблице 2.5 [1]; - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий определяется по номограммам (рис. 2.4) [1] аналогично определению коэффициента ; [формула (2.10)]; - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений определяется по таблице 2.6 [1] в зависимости от действительного числа зубьев колес Z (для прямозубых передач внешнего зацепления) или приведенного числа зубьев (для косозубых и шевронных передач) и коэффициента смещения инструмента (при отсутствии смещения x=0).
Определяем коэффициент учитывающий наклон зуба:
Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле:
Определяем коэффициент учитывающий перекрытие зубьев:
где коэффициент торцевого перекрытия определяем по формуле:
Определение геометрических размеров передачи:
- делительный диаметр колес
- диаметр вершин зубьев
- диаметр впадин зубьев
Определяем силы в зацеплении необходимые для расчета валов и подшипников:
Рис.2 - Схема сил действующих на вал от зубчатых колес в цилиндрической передаче
Определение компоновочных размеров
Расчет тихоходного вала
Силы действующие на вал от косозубой цилиндрической передачи (определены при расчете передачи) Н:
окружная - - действует в вертикальной плоскости;
радиальная - и осевая - (действуют в горизонтальной плоскости);
Вращающий момент на валу Нм - ;
Частота вращения вала мин -1 - ;
Диаметр делительной окружности зубчатого колеса установленного на валу мм - ;
Режим нагружения – переменный;
Требуемый ресурс ч - ;
Диаметр вала под подшипники мм - ;
Диаметр вала под колесо мм - ;
Расстояние между опорами вала координаты точек приложения сил определяются по эскизной компоновке редуктора: мм; мм; мм.
Последовательность расчета
Определяем радиальную силу от муфты действующую на консольный участок вала:
Принимаем действие этой силы в вертикальной плоскости (как и силы ) направленной на увеличение деформации вала от силы .
Используя эскизную компоновку редуктора составляем расчетную схему вала.
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Проверка правильности определения реакций:
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
Опорные реакции от силы :
Суммарные реакции в опорах (приведенные в одну плоскость) которые будут использованы в качестве радиальных нагрузок при выборе подшипников качения:
в горизонтальной плоскости:
в вертикальной плоскости:
изгибающие моменты от силы :
изгибающий момент в сечении С (под колесом):
Рис.3 – Расчетная схема вала
Суммарный изгибающий момент в сечении под колесом (сечение С – наиболее нагруженное):
Принимаем: материал вала – сталь Ст. 5 (таблице 6.1[1]);
; механическая обработка вала - тонкая обточка; вал не подвергается поверхностному упрочнению.
Расчёт на сопротивление усталости.
Для опасного сечения вала (сечение С) расчетный коэффициент запаса прочности определяется по формуле (6.8)[1] а коэффициенты и по формулам (6.10)[1] и (6.11)[1] соответственно:
Коэффициент долговечности
Суммарные коэффициенты и определяются по формулам (6.20)[1]. В этих формулах значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений и зависят от вида концентраторов напряжений. В месте посадки колеса на вал имеется два типа концентраторов: ступенчатый переход с галтелью и шпоночная канавка. Для этих концентраторов по таблицам 6.3 и 6.4[1] находим значения и :
для ступенчатого перехода с галтелью ( приняты по рекомендациям):
Следовательно большее влияние на прочность вала оказывает ступенчатый переход с галтелью ; поэтому для расчета принимаем ; .
По таблице 4.5[1] находим ; по таблице 4.6[1] - ; коэффициент т. к. вал не подвергается поверхностному упрочнению.
Определяем амплитудные значения напряжений:
где моменты сопротивления и определены по формулам:
Коэффициент запаса прочности
Следовательно вал удовлетворяет условию прочности по сопротивлению усталости.
Выбор подшипников качения
Рассматривается методика расчета при выборе радиальных и радиально-упорных подшипников качения которые применяются в качестве опор валов редукторов и коробок скоростей по динамической (ГОСТ 18855 - 82) и статической (ГОСТ 18854 - 82) грузоподъемностям.
При частоте вращения мин -1 выбор подшипников проводится по динамической радиальной грузоподъемности и статической радиальной грузоподъемности а при мин -1 - только по статической грузоподъемности.
диаметр опорной части вала мм; Н; Н; Н (направлена в сторону опоры 1); частота вращения внутреннего кольца мин –1; требуемый ресурс ч; ; ; режим нагружения – переменный
Выбираем предварительно по справочнику [2] [3] или по таблице П.1 шарикоподшипник легкой серии 213 у которого Н; Н; мм.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Осевую нагрузку воспринимает подшипник 2 поэтому
По таблице 5.1[1] для соотношения
Дальнейший расчет ведем по более нагруженной опоре 2.
Определяем ресурс принятого подшипника
ч. что больше требуемого ресурса.
Проверка по статической грузоподъемности:
следовательно принимаем
Подшипник пригоден. При заданном ресурсе вероятность безотказной работы данного подшипника будет выше 90%.
Расчет шпоночного соединения
Чаще всего применяют призматические (таблица П.6[1]) и сегментные (таблица П.7[1]) шпонки. Соединения с помощью призматических и сегментных шпонок относятся к ненапряженным соединениям.
Рабочую длину шпонки определяем из условия прочности на смятие:
Длину шпонки определяем:
Принимаем из стандартного ряда мм.
Следовательно выбираем шпонку 20*12*36мм.
Достоинства соединений с призматическими шпонками - простота конструкции и сравнительно низкая стоимость.
Пантелеев В.Ф. Расчеты деталей машин: Учебное пособие.- 2е изд. доп. – Пенза: Изд-во ПГУ2002.
Пантелеев В.Ф. Конструирование деталей и узлов технологических и транспортных машин: - Пенза 2003 – 204с. 110ил. 41 табл.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. – 7е изд. - М.: Высшая школа 2001.

ЛИСТ1СБ.cdw

Техническая характеристика
Наименование параметра
Общее передаточное число
Мощность передоваемая
Технические требования
Необработанные поверхности корпуса перед сборкой красить:
внутренние - маслостойкой
внешние - серой нитро эмалью. На
поверхность крышки перед сборкой нанести герметик.
В картер залить масло марки И-Г-А 68 ГОСТ 17479.4-89
ПГУ 1.3-06.190205.106.001-

Привод.cdw