Проектирование приводов c цилиндрическими и коническо-цилиндрическими редукторами

1. Титульный лист.doc

Федеральное агентство по образованию
Уфимский Государственный Авиационный Технический Университет
Расчетно-графическая работа
по курсу «Детали машин и основы конструирования»

Компоновка.cdw

2. Пояснительная записка.docx

ПОДГОТОВКА ДАННЫХ ДЛЯ ВВОДА В КОМПЬЮТЕР3
ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОГО ВАРИАНТА КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА5
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА10
СТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЕДУКТОРА11
1 Моменты на валах и колесах редуктора.11
2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач11
3 Определение нагрузок на подшипники промежуточного вала12
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ15
1 Выбор материала зубчатых колес15
2 Определение допускаемых напряжений15
2.1 Допускаемые контактные напряжения15
2.2 Допускаемые напряжения изгиба17
3 Определение напряжений18
3.1 Определение контактных напряжений в зацеплении передачи18
3.2 Определение напряжений изгиба19
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ21
1 Определение ресурса подшипников промежуточного вала21
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ:23
ПОДГОТОВКА ДАННЫХ ДЛЯ ВВОДА В КОМПЬЮТЕР
Определим диаметр каната dк:
Диаметр каната определяется по нормам Госгортехнадзора
где Fк - сила натяжения троса.
где е - коэффициент установленный Госгортехнадзором для режима работы 2;
Частота вращения барабана:
где V - скорость наматывания троса.
Для подбора электродвигателя определим:
- КПД зубчатого зацепления;
)потребную мощность электродвигателя:
где P - потребляемая мощность электродвигателя;
)передаточное отношение редуктора
где nдвиг - частота вращения вала электродвигателя;
nбар - частота вращения барабана.
Для определения оптимального передаточного отношения составим таблицу значений:
Таблица 2.1 Частоты вращения электродвигателей
Асинхронный трехфазный
Выберем из таблицы следующие значения:
По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 90L22850:
Определим крутящий момент на колесе тихоходной ступни редуктора:
Вращающий момент на барабане:
Рассчитаем эквивалентное время работы в часах:
ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОГО ВАРИАНТА КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Произведем расчет 4 вариантов компоновки редуктора с целью нахождения наиболее оптимального из них.
Рисунок 3.1 - Схема редуктора
Данный вид расчета осуществляется по следующим формулам:
где - коэффициент пропорциональности;
А - высота редуктора;
В - ширина редуктора;
L - длина редуктора;
V - объем корпуса редуктора;
bwТ - ширина венца тихоходной ступени;
bwБ - ширина венца быстроходной ступени;
dw2Т - диаметр колеса тихоходной ступени;
dw2Б - диаметр колеса быстроходной ступени;
awТ - межосевое расстояние тихоходной степени;
awБ - межосевое расстояние быстроходной ступени;
a - зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (одно значение для всех вариантов).
Оптимизацию по критериям минимального объема и массы зубчатых колес проведем построением графика зависимости V и m от количества вариантов:
Рисунок 3.2 - График объемов и масс редуктора для трёх вариантов
Из рисунка 3.2 можно сделать вывод о том что наилучшая компоновка редуктора достигается в четвертом случае т.к. при этом редуктор обладает оптимальными параметрами (объемом и массой).
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Геометрический расчет выполняется в минимальном объеме. Определению подлежат: делительные d1 и d2 и начальные dw1 и dw2 диаметры колес; коэффициенты смещения X1 и диаметры окружностей вершин da1 и угол зацепления w; коэффициент торцевого перекрытия ; коэффициент осевого перекрытия для косозубых колес. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля коэффициентом головки (ножки) зуба коэффициент радиального зазора
Выполним расчет для быстроходной косозубой передачи:
Коэффициенты смещения колес равны нулю т.к. суммарный коэффициент смещения
- делительные диаметры приводятся в распечатке:
- начальные диаметры:
- коэффициент торцового перекрытия:
- коэффициент осевого перекрытия:
- суммарный коэффициент перекрытия:
Выполним расчет для тихоходной косозубой передачи:
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Определение частот вращения валов и зубчатых колес:
- частота вращения быстроходного вала:
- частота вращения промежуточного вала:
где - передаточное число быстроходной ступени;
- частота вращения тихоходного вала:
где - передаточное число тихоходной ступени;
Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи:
Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи:
СТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЕДУКТОРА
Рисунок 6.1 – Схема усилий в зацеплении
1 Моменты на валах и колесах редуктора.
Момент на шестерне тихоходной ступени и на колесе быстроходной ступени:
Момент на шестерне быстроходной ступени:
2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач
Окружная сила на шестерне тихоходной ступени:
Радиальная сила на шестерне тихоходной ступени:
где - угол наклона зубьев (указан в распечатке);
w - угол зацепления.
Осевая сила на шестерне тихоходной ступени:
Окружная сила на шестерне быстроходной ступени:
Радиальная сила на шестерне быстроходной ступени:
Осевая сила на шестерне быстроходной ступени:
Окружная сила на колесе тихоходной ступени:
Радиальная сила на колесе тихоходной ступени:
Осевая сила на колесе тихоходной ступени:
Окружная сила на колесе быстроходной ступени:
Радиальная сила на колесе быстроходной ступени:
Осевая сила на колесе быстроходной ступени:
3 Определение нагрузок на подшипники промежуточного вала
Рассмотрим промежуточный вал а также действующие на него нагрузки:
Рисунок 6.2 – Действующие нагрузки на промежуточный вал
Рассчитаем расстояние между колесами и шестернями:
Определим нагрузки на подшипники от сил в зацеплении.
Сумма моментов относительно опоры 3:
Сумма моментов относительно опоры 4:
Определим радиальные и осевые реакции опор:
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ
1 Выбор материала зубчатых колес
При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заедания. Материалы и термообработку зубчатых колес выбираем по справочнику [1] табл. 8.9.
Шестерня - материал сталь 35ХМ;
Твердость поверхности зубьев 48 53 Н
Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ.
Колесо - материал сталь 45;
Твердость поверхности зубьев 260 320НВ;
Термообработка - улучшение.
2 Определение допускаемых напряжений
2.1 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:
где - допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени;
- допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени;
где - предел длительной прочности соответствующий базовому числу циклов;
SH - коэффициент безопасности;
ZN - коэффициент долговечности.
По табл. 8.9 [1] определяем:
Коэффициент долговечности:
где по рис. 8.40 [1];
NHE1 - эквивалентное число циклов соответствующее
где nw - число зацеплений в которое входит шестерня или колесо за один оборот в нашем случае
n1 - соответствующая частота вращения;
Lh - ресурс привода;
H - коэффициент режима определяемый по табл. 8.10 [1] в зависимости от категории режима.
Рассчитаем коэффициент долговечности:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени:
NHE2 - эквивалентное число циклов соответствующее
Допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени:
Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:
2.2 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке );
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной кривой ( при шероховатости мкм);
YN - коэффициент долговечности;
SF - коэффициент безопасности;
Рассчитаем пределы выносливости для колеса и шестерни (табл. 8.9 [1]):
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса:
Коэффициент долговечности определим по формуле:
где - базовое число циклов;
NFE - эквивалентное число циклов;
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
где F - коэффициент эквивалентности (табл. 8.10 [1]):
Nк - число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
где nw - число зацеплений зуба за один оборот колеса;
п - частота вращения;
Допускаемые изгибные напряжения равны:
3 Определение напряжений
3.1 Определение контактных напряжений в зацеплении передачи
Выполним проверочный расчет по контактным напряжениям.
Контактные напряжения определяются по формуле:
где Eпр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен
Т1 – момент на шестерни передачи;
dw1 - начальный диаметр шестерни;
bw - ширина зубчатого венца колеса;
w - угол зацепления;
u - передаточное число передачи;
KH - коэффициент расчетной нагрузки
где KH - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (табл. 8.7 [1]);
KH - коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при коэффициенте ширины шестерни относительно диаметра
примем (по рис. 8.15 для графика II [3].;
KHV - коэффициент динамической нагрузки при определим по табл. 8.3 [1]: ;
Коэффициент ZH определяется по формуле:
где - коэффициент торцевого перекрытия;
- угол наклона зубьев на делительном диаметре;
Величина контактного напряжения:
условие прочности выполняется.
3.2 Определение напряжений изгиба
Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам:
гдеYF - коэффициент формы зуба;
Эквивалентное число зубьев:
Коэффициент формы зуба (по рис. 8.20 [1]):
ZF - коэффициент вычисляемый по формуле
где KF - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями равный 122 (табл. 8.7 [1]);
Y - учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством тогда
KF - коэффициенты расчетной нагрузки
где KFα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (по табл. 8.7 [1]);
KF - коэффициент концентрации нагрузки (по рис. 8.15 [1]);
KFV - коэффициент динамической нагрузки (по табл. 8.3 [1]);
условия прочности для шестерни и колеса выполняются.
Рассмотренная ступень редуктора обеспечит необходимую долговечность и ресурс в заданных условиях нагружения.
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ
Для быстроходного вала-шестерни выберем по ГОСТ 8338-75 роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами 208.
Внутренний диаметр подшипников быстроходного вала определим по формуле:
где - переходной радиус (по табл. 1.9 [3]);
Примем По ГОСТ 8338-75 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 105 (особо легкая серия).
Внутренний диаметр подшипников промежуточного вала:
Внутренний диаметр подшипников тихоходного вала:
Примем В соответствии с требуемой грузоподъемностью (1911 кН) выбираем подшипник 109 (особо легкая серия).
1 Определение ресурса подшипников промежуточного вала
Рассчитаем подшипник по динамической грузоподъемности по формуле:
где - коэффициент надежности;
- обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
(для шариковых подшипников);
n - частота вращения;
- эквивалентная нагрузка;
где X Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (по табл. 16.5 [1]);
V - коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо вращается (при вращении внутреннего кольца V = 1);
k - коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки ( при умеренных толчках );
kT - температурный коэффициент (при температуре до 100 С 0 ).
Для подшипника 105 по ГОСТ 8338-75 определим параметры подшипника:
Динамическая грузоподъемность С = 112 (кН);
Статическая грузоподъемность С0 = 56 (кН).
тогда (табл. 16.5 [1]);
табл.16.5 [1] откуда
Эквивалентная нагрузка:
исходя из этого делаем вывод о работоспособности подшипника.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ:
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: Высшая школа 1985 - с.416.
Иванов М.Н. «Детали машин»- М.: Высшая школа 1991 - с.383.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» том 1. - М.: Машиностроение 1978 - с. 728.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» том 2. - М.: Машиностроение 1979 - с. 559.
Решетов Д.Н. «Детали машин» - М.: Машиностроение1989 - с. 496.
М.Ш. Мигранов и др. Расчёт и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора. Учебное пособие УГАТУ – 2003 г.
Задания на курсовой проект: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Сост.: Прокшин С.С. Сидоренко А.А. Федоров В.А. Минигалеев С.М. – Уфа: УГАТУ 2006. – 34 с. ил.