Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора

Задание

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Таблица 1 – Исходные данные привода

i	j	k	y	z	Мощность Pвых кВт	Угловая скорость ωвых c-1	Срок службы, LH тыс. часов
0,5	0,4	0,1	0,9	0,4	4,1	7,3	2,5

Рисунок 1-Циклограмма нагружения

Введение

В курсовом проекте приведены результаты разработки привода; состоящего из электродвигателя серии АИР, цепной передачи, цилиндрического редуктора.

Привод предназначен для приведения в движение различного рода механизмов. Предполагаем пользовательские условия эксплуатации и рассчитываем на «неизвестного» потребителя, расчет привода ведем по номинальной мощности. При проектировании привода отступлений от кинематической схемы нет. Проектирование данного привода ориентировано на мелкую серийность.

1 Кинематический расчет

В таблице 1.1 представлен расчет редуктора в зависимости от частоты двигателя.

Таблица 1.1

nxx	750	1000	1500	3000
U	10,75	14,34	21,51	43,036
Uред	5,375	7,17	10,755	21,515
Тип редуктора			Ц
Pдв			5,5

С учетом справочных данных принимаем двигатель с мощностью  5,5 кВт – 4АИР112М4.Скольжение для этого двигателя равно 4,3%.

Определение мощностей, частот вращения для каждого вала.

2 Определение допускаемых напряжений

Таблица 2.1 – Допускаемые напряжения

Дано:
Материалы и термическая обработка:
Колесо (2)	Шестерня (1)
Сталь 40Х, улучшение, НВ 269…302, ;	Сталь 40Х, улучшение + закалка ТВЧ НRC 45…50, ;
Частота вращения вала колеса . Передаточное число U=8 Срок службы передачи Передача работает с переменной нагрузкой.
Расчет:
Коэффициенты приведения переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному. - для контактной прочности(m=6) - для изгибной прочности (m=9)
Число циклов перемены напряжений соответствующих длительному пределу выносливости (точка перегиба на прямой Вёлера). -  для контактной прочности
Продолжение таблицы 2.1
-  для изгибной прочности
3. Суммарное число циклов переменных напряжений.
4. Эквивалентное число циклов переменных напряжения. - для контактной прочности
Принимаем	Принимаем
- для изгибной прочности
Принимаем	Принимаем
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок (расчет на малоцикловую выносливость).
- для контактной прочности
- для изгибной прочности
Продолжение таблицы 2.1
6. Допускаемые контактные напряжения.
- коэффициент безопасности
769,169 МПа≤2100 МПа				1060,66 МПа ≤2100 МПа
Следовательно из этого мы берем наименьшее, т.е. 501,696.
- для изгибной прочности
- коэффициент безопасности
288 МПа<756МПа	214,286МПа<1430 МПа

3 Расчет тихоходной ступени

3.1 Исходные данные

Таблица 3.1 – Исходные данные

Режим нагружения постоянный.

3.2 Расчет

Определяем предварительное значение межосевое расстояние.

- коэффициент ширины колеса, который выбирается в зависимости от положения колес относительно опоры. Т.к. расположение колес несимметричное то принимаем .

Коэффициент нагрузки:

- коэффициент, учитывающий динамику работы передачи. Коэффициент зависит от степени точности прирабатываемости колес и значения окружной скорости.

- коэффициент, учитывающий тип передачи и термообработки колес. Для цилиндрической косозубой передачи и сочетанием улучшение

.

Степень точности зубчатой передачи определяется от типа передачи и окружной скорости. Для значения скорости меньше 5 м/с и прямозубой передачи принимаем 9 степень точности.

По таблице выбираем:

-  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

-  коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки до приработки. Определяется в зависимости от коэффициента , сочетания твердости колес и схемы расположения колес относительно опор.

Определяем рабочую ширину венца колеса:

Ширина венца шестерни:

Определяем модуль передачи:

Принимаем .

Определяем суммарное число зубьев:

Определяем действительное значение угла наклона:

Определяем число зубьев шестерни:

Принимаю , так как .

Определяем число зубьев колеса:

Определяем фактическое передаточное число:

Принимаю U=5.

Проверка зубьев на изгибную выносливость:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от  степени точности.

- коэффициент, учитывающий динамику работы передачи. Коэффициент зависит от степени точности прирабатываемости колес и значения окружной скорости.

- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки до приработки.

- коэффициент, учитывающий угол наклона.

- коэффициент, учитывающий форму зуба колеса. Определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев и от коэффициента смещения.

Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Проверка зубьев на контактную прочность:

,где

Определяем диаметры делительных окружностей:

Проверка:

Определяем диаметры окружностей вершин и впадин:

Определяем силы.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

4 Проверка расчетов в КОМПАС-SHAFT 2D

4.1 Геометрический расчет

           

Рисунок 4.1.1 - Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления.

Рисунок 4.1.2 - Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления.

4.2 Расчет на прочность

Рисунок 4.2.1 – Расчет на прочность цилиндрической передачи внешнего зацепления

Вывод: При расчете на прочность были получены большие расхождения с результатами по расчетным и допускаемым контактным напряжениям. Сделать какие-либо выводы не можем, так как не знаем методику расчета передачи в Компасе.

5 Расчет тихоходной ступени

5.1 Геометрический расчет тихоходной передачи внешнего зацепления

Рисунок 5.1.1 - Расчет тихоходной ступени.

Рисунок 5.1.2 – Расчет тихоходной ступени.

5.2 Расчет тихоходной передачи внешнего зацепления на прочность

Рисунок 5.2.1 - Расчет тихоходной передачи на прочность.

6 Расчет клиноременной передачи в «Компас - 3D V10»

Рисунок 6.1.1 – Расчет клиноременной передачи.

7 Расчет валов и подбор подшипников

7.1 Расчет диаметров валов

Для удобства сборки и разборки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей вал выполняем ступенчатым.

Определяем предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редукторов.

·  Для быстроходного вала.

Диаметр концевого участка (мм):

Принимаем d=28 мм.

Внутренний диаметр подшипника (мм):

Принимаем =35 мм.

Диаметр под упоры подшипника (мм):

Принимаем =40 мм.

·  Для тихоходного вала.

Диаметр концевого участка (мм):

Принимаем d=34 мм.

Диаметр под упоры под колесо (мм):

Принимаем =55.

Внутренний диаметр подшипника (мм):

Принимаем =50 мм.

·  Для тихоходного вала.

Диаметр концевого участка (мм):

Принимаем d=36 мм.

Внутренний диаметр подшипника (мм):

Принимаем =45= мм.

Диаметры под упоры подшипника (мм):

Принимаем =56 мм

Внутренний диаметр колеса (мм):

Диаметр под упоры колеса (мм):

Принимаем =60

где    - высота заплечика,

r – фаска подшипника,

f – фаска колеса, принимают в зависимости от d;

 - номинальные моменты на быстроходном и тихоходных валах.

7.2 Расчет тихоходного вала на выносливость

Проверку на выносливость проводим для тихоходного вала, так как он является наиболее нагруженным. Основными нагрузками являются силы от передач. При расчете принимаем, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу по середине своей ширины.

Расчет вала на выносливость проводим в «Компас - 3D V10». Далее представлены эпюры.

На рисунке 7.2.1 изображен вал с подшипниками и приложенными нагрузками .

Рисунок 7.2.1 – Эскиз расчета вала.

Рисунок 7.2.2  – График радиальных сил в вертикальной плоскости.

Рисунок 7.2.3  – График радиальных сил в горизонтальной плоскости.

Рисунок 7.2.4  – График изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Рисунок 7.2.5  – График изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Рисунок 7.2.6  – График крутящих моментов.

Рисунок 7.2.7 – График прогиба вала в вертикальной плоскости.

Рисунок 7.2.8  - График прогиба вала в горизонтальной плоскости.

Рисунок 7.2.9 - График относительных углов закручивания сечения вала.

Рисунок 7.2.10 - График касательных напряжений при кручении.

Рисунок 7.2.11  - График эквивалентных напряжений (IV т.прочности).

Рисунок 7.2.12  -  График коэффициента запаса прочности вала.

Вывод: коэффициент запаса прочности (рисунок 7.2.12) по графику  в опасном сечении вала (шпоночный паз) составляет 7, что больше допустимого (1,8).

7.3. Подбор подшипников

Выбор типа подшипника.

Подшипники подбираются по диаметрам валов в местах посадки подшипников и виду нагрузки. Для данного редуктора выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники тяжелой серии. Схема установки подшипников «враспор».

7.4 Расчет подшипников

Расчет подшипников произведен в Компас - 3D V10.

Рисунок 7.4.1 – Параметры и расчет подшипника.

Вывод: ресурс работы подшипника выполнен во много раз.

8 Чертеж тихоходного вала

Рисунок 8.1 – Чертеж тихоходного вала.

9 Чертеж колеса

Рисунок 9.1 – Чертеж колеса

10 Расчет болтов крепления к раме

Нагрузки, действующие на болты:

 – вращающий момент на входном валу редуктора (14,274 Н·м),

 – вращающий момент на выходном валу редуктора (296,076 Н·м).

Число болтов, крепящих корпус редуктора  z = 6.

Размеры опорной поверхности основания редуктора:

а = 40 мм;

в =40 мм;

L_x = 259,5 мм,

L_y = 128 мм,

l_х = 239,5 мм,

l_у = 148 мм.

Материал болтов соответствуют классу прочности 3.6. Материал корпуса редуктора серый чугун марки СЧ 21-40. На рисунке 10.1 приведены нагрузки, действующие на болты крепления.

Рисунок 10.1-  Нагрузки, действующие на болты крепления

Внешняя нагрузка, действующая на наиболее нагруженный болт рассчитываем по формуле :

,

Принимаем χ=0,25 (коэффициент внешней нагрузки) и υ=3.

Усилие затяжки болта определяем по формуле, (Н):

Площадь опорной поверхности редуктора (стыка) находим