Содержание

СОДЕРЖАНИЕ
С.
Введение ............................................................................................................ 4

Часть 1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ
ПРИВОДА ........................................................................................... 5

1.1. Оценка КПД привода и выбор электродвигателя ........................................... 5 1.2. Определение передаточного отношения привода и назначение
передаточного числа ступеней редуктора ......................................................... 7
1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов ............... 8
1.4. Проектировочный расчёт валов, предварительный выбор подшипников и
определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников....... 9
1.5. Геометрический расчёт параметров зубчатых передач .. ................................. 10

Часть 2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ..... 17

2.1. Расчёта контактных напряжений зубатых передач .......................................... 17
2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения ..............................................19
2.3. Проверочный расчёт зубчатых передач по изгибной прочности .................. 20
2.4. Разработка эскиза зубчатых передач и опор валов редуктора. ........................22
2.5. Выбор марки стали для зубчатых передач…………………………………… 23

Часть 3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ............................24

3.1. Определение реакций опор и проверочный расчёт подшипников вала..........24
3.2. Разработка конструкции и выполнение чертежа редуктора........................... 27
3.3. Проверочный расчёт соединений........................................................................28
3.4. Результаты анализа проекта редуктора.............................................................. 31

Заключение ........................................................................................................ 34
Список использованных источников ……………………………………….. 35

ВВЕДЕНИЕ

Цель анализа работоспособности механизма в данной работе – разработка проекта редуктора минимально возможных габаритов и относительная оценка стоимости редуктора, находящегося в составе электромеханического привода.
Средство достижения этой цели – рациональное применение объёмного и поверхностного упрочнения зубьев зубчатых передач.
Способ – расчётная оценка работоспособности деталей зубчатых зацеп-лений и других деталей редуктора с учётом ограничений, обусловленных их взаимодей-ствием с другими деталями и узлами редуктора и привода в целом.
Выполнен проект двухступенчатого цилиндрического редуктора в составе: электродвигатель, клиноременная передача, закрытая цилиндрическая косозубая и прямозубая передача и муфта
В первой части представлены результаты оценки диаметров входного и вы-ходного вала редуктора с учётом установки на входном валу шкива ременной пе-редачи и установки на выходном валу зубчатой муфты. Конструктивно опре-делены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.
Во второй части выполнен расчет параметров зубчатых передач, их проверка по показателям контактной и изгибной прочности. В результате расчетов состав-лен эскиз редуктора, основанный на компоновочной схеме, оговоренной техниче-ским заданием и проведенными расчетамиТретья часть посвящена дополнитель-ным расчетам отдельных элементов редуктора: подшипниковых опор, посадок с натягом, резьбовых соединений. На этой стадии расчета проводится окончатель-ная коррекция отдельных параметров уже в целом спроектированного привода. В конце третьей части проводится сравнение спроектированного редуктора с пред-ложенными показателями редуктора-прототипа, в результате которого делается вывод о том, насколько и по каким показателям предложенный проект эффектив-нее базового
1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА

Результат данного этапа работы – выбор электродвигателя; значения пере-даточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допус-каемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).

Рис. 1. Схема привода


1.1. Определение КПД привода и выбор электродвигателя

1.1.1.Определение мощности исполнительного механизма (рис.1)

Момент ТИМ , передаваемый валу ИМ, и угловая скорость вала ИМ опреде-лёны требованиями производственного процесса.
Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, равна:
Р им = Тим  им,
где
 им =  n им / 30.
 им = 3,14*65/30 = 6,8 рад/с
Р им = 800*6,8 = 5440 Вт = 5,44 кВт

В качестве источника энергии используется электродвигатель (ЭД).
Неизвестны мощность РЭЛ и частота ЭД вращения вала ЭД, передаточное отношение привода i ПР =ЭД / ИМ .
1.1.2. Расчётное значение мощности ЭЛ равно

РЭД- Р = РИМ/ ПР

1.1.3. КПД привода определяется на основе последовательного учёта по-терь мощности при работе каждой кинематической пары:

пр= (мпЗп) (пЗп)(прп). (1.3)

В соотношении (1.3) сомножитель (м пЗп) учитывает потери при переда-че мощности от промежуточного вала к ИМ;
м  0,98 ... 0.99 – коэффициент, учитывающий потери мощности в муфте;
принят м = 0,98;
п = (0,97) ...0,995– коэффициент, учитывающий потери мощности в под-шипниковых узлах одного вала (на подшипниках качения); принят п =0,985;
Зп  0,98 ... 0,99 – коэффициент, учитывающий потери мощности в закры-той зубчатой паре редуктора; принят Зп =0,98.
Второй сомножитель (пЗп) учитывает потери при передаче мощности с входного на промежуточный вал.
Третий сомножитель (прп) учитывает потери при передаче мощности с вала ЭД на шестерню входного вала;
рп  0,94 ... 0,96 – коэффициент, учитывающий потери мощности в ремен-ной передаче; принят рп =0,95
Принимая п и Зп одинаковым для всех валов и зубчатых передач, полу-чим КПД редуктора равным
рд = п3 2Зп =0,9853*0,983 = 0,917.

1.1.4. Расчётное значение мощности электродвигателя равно

РЭД- Р = РИМ/ ПР = 5,44 / 0,85 = 6,4 кВт

1.1.5. Стандартный ЭД выбирается согласно условию
Выбран электродвигатель марки 4А132S4
паспортная мощность РЭД = 7.5 кВт [3, с.390-391];
синхронная частота n С =1500 об/мин,
скольжение s = 3 %,
отношение пускового момента к номинальному моменту ТП / ТН = 2,
частота вращения вала ЭД n ЭД = n С(1 – s) = 1500 (1-0,03) = 1455 об/мин,
диаметр присоединительного участка вала ЭД dЭД = 38 мм,
длина присоединительного участка вала ЭД lЭД = 80 мм.

1.2. Определение общего передаточного отношения привода и назначение
передаточного числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора

1.2.1.Передаточное отношение привода равно
i ПР = ЭД / ИМ = пЭД / пИМ = 1455 / 65 = 22,38

1.2.2. Передаточное отношение привода представляем как произведение пе-редаточных чисел
i ПР = iрп iРД,= iрп (uT uБ),
где iРД – передаточное отношение редуктора;
iрп, uT, u Б – соответственно, передаточное отношение ременной передачи, передаточное число тихоходной и быстроходной зубчатых передач редуктора.
1.2.3. Передаточное отношение ременной передачи в данном проекте пред-варительно принимается в пределах iрп = 2...3 ; принято значение iрп = 2
Предварительно принимается передаточное отношение редуктора
iРД = i ПР/ iрп = 22,38/2 = 11,19.
1.2.4. При назначении передаточных чисел зубчатых передач необходимо соблюдать неравенство uБ  uT . Оптимальным для схемы редуктора, представ-ленной на рис.1.является отношение u Б/ uT  1,3.
Предварительное значение uT =(iРД / 1,3)1/2 = = 2,93.
Принимаем uT =3,15
u Б = iРД / uT = 11,2/3,15 = 3,56
Принимаем u Б =3,55
Учитывая соотношение u Б/ uT  1,3, принимаем значения uT и u Б из стан-дартных значений, рекомендуемых для цилиндрических передач:
1-й ряд – 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0;
2-й ряд – 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2.
Окончательно приняты uT = 3,15.; u Б = 3,55; отношение u Б/ uT = 3,55/3,15 =1,127;
iРД = uT u Б = 3,55*3,15 = 11,18;
iрп = i ПР/ iРД= 22,38/11,18 = 2,00

1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов

Результаты расчёта частот вращения валов, передаваемых мощностей и крутящих моментов представлены в таблице 1.
1.3.1. Угловая скорость
входного вала редуктора ВВх= ИМ uT uБ= 6,8*3,15*3,55 = 76,04 1/с;
промежуточного вала ПР= ИМ uT = 6,8 * 3,15 = 21,42 1/с;
1.3.2. Мощность Рi, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.3):
Рi = Р ИМ/  I ,

где  I – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного ва-ла (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.
1.3.3. Крутящие моменты Т i определяются по значению передаваемой мощ-ности Рi и угловой скорости данного вала i :
Т i = Рi / i .

Таблица 1
Энерго-кинематические параметры элементов привода

Мощность, Вт Частота
вращения, об/мин Угловая скорость, рад/с Момент, Нм Переда-точное число
Исполнительный
механизм 5440 65,05 6,81 799

Муфта выходного вала
5580 65,05 6,81 819

Зубчатое колесо
выходного вала 5660 65,05 6,81 831

Шестерня промежуточного вала 5780 204,93 21,42 270
Зубчатое колесо
промежуточного вала 5870 204,93 21,42 274

Шестерня
входного вала 5990 727,5 76,04 78,7
Входной вал редуктора
6080 727,5 76,04 80

Вал электродвигателя
6400 1455 152,29 42,03

Введение

2.2. Выбор поверхностного и объёмного упрочнения
и проверочный расчёт зубьев колёс

2.2.1. Выбор поверхностного и объёмного упрочнения зубьев колёс
Расчётные значения контактных напряжений H используем для назначе-ния поверхностного и объёмного упрочнения зубьев шестерен и колёс тихоход-ной и быстроходной пар.
Требуемые значения предела контактной выносливости зубьев [H lim] бы-строходной и тихоходной пар определим, учитывая (2.1), по формуле
H  [H lim] / [sH], или [H lim]  H[sH],
где [sH] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности;
[sH] = 1,1... 1,2 принимаются для зубчатых колёс после нормализации, улучшения или объёмной закалки зубьев и [sH] = 1,2... 1,3 - при поверхностном упрочнении.
Первоначально примем нормализованные и улучшенные шестерни и колеса, тогда
[H lim]Т = 549 * 1,1 = 603,9 МПа
[H lim]Б = 509 * 1,1 = 559,9 МПа
В то же время H lim = 2 HB + 70
при НВ350 H lim = 2*350 + 70 = 770 МПа
Условие H lim [H lim] выполняется

2.3. Проверочный расчёт зубчатых колёс по изгибной прочности

На данном этапе проектирования определены все геометрические характе-ристики передач и выбран оптимальный вид поверхностного упрочнения.
Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев:
F= 2YFS YF  КF Т / (m dш bш)  [F],
где Т – момент, передаваемый данной шестерней.
YFS – коэффициент формы зуба зависит от числа зубьев и смещения x при нарезании зубчатого колеса. Этот коэффициент назначается в зависимости от эк-вивалентного числа зубьев шестерни z v = zш / cos3  [5, c.140]:
z vТ = 25 / 0,943 = 30; YFSТ = 3,88
z vБ = 20 / 0,953 = 23; YFSБ = 4,05
z v ........................... 18; 20; 24; 28; 35; 40; 50;
YFS (при x =0)...... 4,22; 4,15 4,00; 3,90; 3,82; 3,76; 3,73.
YF  – коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми:
YF  = КF Y /  ,
где   - коэффициент торцового перекрытия;
КF - коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев; для учебного расчёта примем КF= 3(КH -1)+1, значения КH приведены в таблице 10;
Y  - коэффициент, учитывающий влияние наклона контактной линии; при
  40 коэффициент Y  = 1 - /140.
КFТ = 3*(1,06-1)+1 = 1,18
Y  Т = 1- 18,195 / 140 = 0,87
YF Т = 1,18*0,87 / 1,61 = 0,64
КFБ = 3*(1,1-1)+1 = 1,3
Y  Т = 1- 19,94 / 140 = 0,86

YF Б= 1,3*0,86 / 1,59 = 0,70

КF = КF КFv - коэффициент расчётной нагрузки;
КF - коэффициент концентрации нагрузки зависит от схемы расположения зубчатых колёс и опор (подобно коэффициенту КН);
Примем КF = 2(КН-1)+1, тогда
КFТ = 2*(1,08-1)+1 = 1,16
КFБ= 2*(1,15-1)+1 = 1,3

КFv – коэффициент динамической нагрузки; для косозубых колёс 6-ой, 7 –ой и 8-ой степени точности с поверхностной твёрдостью  45HRC при окружной скорости 5 м/с находится в пределах от 1,04 до 1,06, а при скорости 1м/с состав-ляет всего 1,01.
КFvТ = 1,05
КFvБ = 1,01
КFТ = 1,16 * 1,05 = 1,22
КFБ = 1,3 * 1,01 = 1,31
Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как от-ношение
[F] = F lim / [sF],
[F] =
где F lim - предел выносливости зубьев при изгибе; значения F lim в зави-симости от вида упрочнения представлены таблице 12;
[sF] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе;
[sF] = 1,5 для цементованных и нитроцементованных зубьев; в остальных случаях принимается [sF] = 1,75.
[F] = 1,8 * 350 / 1,75 = 360 МПа

F= 2YFS YF  КF Т / (m dш bш)  [F],
FТ = 2*3,88*0,64*1,22*270*103 / (2,5*52,75*69)= 180 МПа
FБ = 2*4,05*0,7*1,31*78,67*103 / (2,5*66,67*73)= 48 МПа
Условие F  [F] выполняется с избытком, что дает возможность умень-шить модуль и число зубьев колес.

2.4. Разработка эскиза редуктора

Разработка эскиза редуктора выполняется по расчётным данным таблицы 7
Основная цель этой части работы – определение расстояний между опорами и зубчатыми колёсами, необходимых для проверочного расчёта узлов и деталей редуктора. Эскиз выполняйте в масштабе М1:1.
В целом последовательности действий при разработке эскизов редукторов, выполненных по соосной или развёрнутой схеме, с раздвоенной быстроходной или тихоходной парой, практически одинаковы. Разработка эскиза редуктора на-чинается с указания на листе миллиметровки двух (для соосной схемы) или трёх (для остальных схем) осевых линий, расположенных друг от друга на расстоянии, равном значениям расчётных межосевых расстояний аБ и аТ
Компоновку начинаем с указания положения и контуров того зубчатого ко-леса, расстояние от торцовой поверхности которого до внутренней поверхности корпуса редуктора наименьшее (см. чертёж редуктора –прототипа). Ширину зуб-чатого колеса примите равной расчётной ширине зацепления b, а ширину шестер-ни – равной b + 2m.
Значение расстояния между любыми подвижными и неподвижными частя-ми редуктора должно быть c = L1/3+ 3 мм, а между частями, движущимися с раз-личными скоростями, c0 = (0,3 ... 0,5) c.
Толщина стенки корпуса принимается   1,2(ТИМ)1/4  6 мм для стального литья; диаметр болтов крепления крышки корпуса d б  1,25 (ТИМ)1/3  10 мм.


2.5. Выбор марки стали для зубчатых передач
Марка стали и режим термообработки уже были выбраны ранее. Это сталь 45 с нормализацией и улучшением. По расчетам нет необходимости изменять ее.

Заключение

Литература

. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост.:
Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко, С.П. Некрасов, В.В. Ру
мянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб.: Изд-во СПбГТУ,
2002. 32 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - м.: Высш. шк., 1998. 447 с., ил.
3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие... / С.А. Чернав-ский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 1988. 418 с., ил.
4. Справочник металлиста /Под ред. С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 1976. В 5-ти т. Т.1.768 с.
5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М.: Высш. шк., 1998. 383 с., ил.
6. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова, 1995. 75 с.
7. Детали машин: разработка и оформление конструкторской документации
курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский, В.И. Корнилов и др., 2003. 40 с.