СКАЧАТЬ: poyasnitelnaya-zapiska.zip [1 Mb] (cкачиваний: 63)

Введение.

   Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями. Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев  требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания. Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий. При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т.д. Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы. Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1.  

По табл. примем следующие значения КПД:

- для закрытой конической передачи:  = 0,97

- для открытой зубчатой передачи:  = 0,96

-коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах трех валов: = 0,99 ³

Общее КПД привода:

  = = 0,96 ·0,97 ·0,99 ³ = 0,90

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт

В таблице П1 по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А100L6У3, с синхронной частотой вращения  = 1000 об/мин, с параметрами: = 2,2 кВт,  = 5,1 %

Находим диаметр: D=  мм.

Угловая скорость конвейера на выходном валу рабочей машины:

 рад/с

Частота вращения конвейера:

об/мин

Номинальная частота вращения с учётом скольжения

  об/мин

Угловая скорость электродвигателя:

 рад/с.

Передаточное отношение редуктора выбирает из стандартного ряда:

= 3,15

Общее передаточное отношение:

=  =  = 16,8

Определяем передаточное число открытой передачи:

=  = 5,3

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:

Вращающие моменты:

на валу конической шестерни  =  =  = 18 Н·м

на валу зубчатого колеса = =18·3,15·0,97·0,99 ² = 54 Н·м

= =54·5,3·0,96·0,99= 272  Н·м

Передаточные числа и КПД передач

2.      Расчёт открытой зубчатой передачи

        Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение,  твердость HB 230; дляколеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200.

Допускаемые контактные напряжения:

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов (табл. 3.2):

2HB+70

Коэффициент долговечности:

Коэффициент безопасности:

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение находим:

0,45

для шестерни  МПа

для колеса  МПа

 Тогда расчетное допускаемое контактное напряңение:

0,45 МПа

Требуемое условие ≤ 1,23 выполнено.

410 ≤ 1,23

Принимаем коэффициент (табл. 3.1)

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венөа по меңосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:  

Для прямозубых колес , а передаточное число редуктора U=3,15

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм

Нормальный модуль зацепления:  мм

Принимаем по ГОСТ 9563-    мм

Определим число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем ; тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные мм

мм

Проверка: мм

Диаметры вершин зубьев:

мм

мм

Ширина колеса: мм

Ширина шестерни: мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

м/с

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Из табл. 3.5 при  твердости НВ 350 и консольным расположении зубчатых колес относительно опор

По табл. 3.4 при м/с и 8-й степени точности  

По табл. 3.6 для прямозубых колес при  м/с имеем  . Таким образом

Проверка контактных напряжений:  МПа

Силы, действующие в зацеплении

окружная

радиальная  

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки  По табл. 3.7 при  твердости НВ  и консольном расположении зубчатых колес относительно опор  По табл. 3.8 Таким образом, коэффициент   - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

у шестерни

у колеса

=3,70 и 3,60

Допускаемое напряжение:

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350

Для шестерни МПа; для колеса  МПа

- коэффициент безопасности, где (табл. 3.9), (для поковок и штамповок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа

для колеса МПа

Находим отношения :

для шестерни  МПа

для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты  и :

=1

для средних значений коэффициента торцового перекрытия  и 8-й степени точности = .

Проверяем прочность зуба колеса:

МПа  МПа.

Условие прочности выполнено.

3.      Расчёт закрытой конической передачи

         Принимаем материалы для шестерни сталь 40X улучшенную с твердостью HB 270 и для колеса сталь 40X улучшенную с твердостью HB 245.  

                              Допускаемые контактные напряжения:

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности ;

Коэффициент безопасности :

Коэффициент  при консольном расположении шестерни

По табл. 3.2 предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

 Мпа

Тогда допускаемые контактные напряжения

для шестерни:    МПа

для колеса:  МПа

Для криволинейных колес расчетное принимаем расчетное допускаемое контактное напряжение:

0,45 = 0,45 МПа

Передаточное число редуктора выбирает из стандартного ряда:  = 3,15

Вращающие моменты:

на валу шестерни  =  =  = 18·   Н·мм

на валу колеса = =18·3,15·0,97·0,99 ² = 54·  Н·мм

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему консольному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Тогда внешний делительный диаметр колеса:

мм

где для колес с круговыми зубьями

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение = 160 мм (49 стр.)

Примем число зубьев шестерни = 25; Число зубьев колеса: = 25

Примем ; Тогда

Отклонение от заданного  , что допускается по ГОСТ 12289-76.

Внешний окружной модуль:  мм; Оставим значение мм.

Углы делительных конусов:

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b:

мм;

мм;

Внешний делительный диаметр шестерни:

мм;

Средний делителҗный диаметр шестерни:

мм;

Средний окружной и средний нормальный модуль зубьев:

мм;

мм;

Здесь принят средний угол наклона зуба

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость и степень точности передачи:

м/с

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

По табл. 3.5   

По табл. 3.4     

По табл. 3.6   

Проверка контактных напряжений:  МПа

Окружная сила:  

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки  По табл. 3.7  По табл. 3.8 Таким образом, коэффициент   - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

для шестерни =

 для колеса 

 При этом =3,66 и 3,60 (стр 42)

Коэффициент  учитывает повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными

Коэффициент  учитывает распределение нагрузки между зубьями. По аналогии с косозубыми колесами принимаем:

где коэффициент торцового перекрытия (стр.53) и n=7 - степень точности передачи.

Допускаемое напряжение:

По табл. 3.9 для стали 40X улучшенной при твердости НВ 350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба .

Для шестерни МПа; для колеса  МПа

- коэффициент безопасности, где (табл. 3.9), (для поковок и штамповок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения и отношения  :

для шестерни МПа                                       

= МПа;

для колеса МПа

= МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса:

МПа  МПа.

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении

окружная

радиальная  для шестерни, равная осевой для колеса

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:

4.      Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего  Н·мм

ведомого  Н·мм

Ведущий вал: 

Диаметр выходного конца при допускаемым напряжениям МПа

 мм.

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя мм, принимаем мм, Примем  Диаметр под подшипниками примем мм;

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала  определяем при меньшем МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

мм.

Примем мм; диаметр под подшипниками мм; под зубчатым колесом

мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Для ведущего вала назначаем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники 46206 (d=30; D=62; B=16; r=1,5; r₁=0,5).

Для ведомого вала назначаем роликовые радиально-упорные подшипники 7306 (d=30; D=72; B=19;Т=20,75; r=2,0; r₁=0,8).

1. 5.      Первый этап компоновки редуктора 

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатого колеса и шестерни относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в 2-х проекциях –  разрез по оси чертежа и вид сбоку.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию, вторую осевую перпендикулярно первой.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена заодно с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

 Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и шестерней и между стенкой и ступицей колеса 10мм.

 Вычерчиваем подшипники ведущего вала. Так же симметрично располагаем подшипники ведомого вала. В связи с тем, что в зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники.

           При установке радиально-упорных подшипников необхо­димо учитывать, что радиальные реакции считают приложен­ными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.

          Для ведущего вала назначаем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники 46206 (d=30; D=62; B=16; r=1,5; r₁=0,5).

          Для ведомого вала назначаем роликовые радиально-упорные подшипники

7306 (d=30; D=72; B=19;Т=20,75; r=2,0; r₁=0,8).

1. 6.    Проверка долговечности подшипников и построение эпюр

изгибающих и крутящих моментов  

     Сила, действующая на вал от муфты.

F_M = 176 Нм; 

Силы, действующие в зацеплении:

F_t = 837 Н; F_r = 291 Η и F_a=91 Н.

Ведущий вал:

Из первого этапа компоновки l₁ = 56мм, l₂=107 мм, l₃=26 мм.

Вертикальная плоскость:

а)Определение опорных реакций:

; 

F_r *133 - R_y2 *107 – F_a* d₁/2 = 0

R_y2   = (F_r *133 - F_a* d₁/2) / 107  =(291*133 - 91*24 / 2) /107 =352 Н

 = 0;

-R_y1*107 + F_r *26– F_a* d₁/2 =0

R_y1  =  (F_r *26– F_a* d₁/2) / 107 = (291*26 – 91*24 / 2) / 107 =60 Н

Проверка:  - R_y1 + F_r – R_y2 = 0 условие выполнено.

б) построение эпюры изгибающих моментов:

I участок: 0 ≤ y₁ ≤ 0,107

M_x1 = - R_y1* y₁

при y₁=0; M_y1=0;

при y₁=0,107; M_y1= - 60*0,107 = -6,42 H м

II участок: 0,107 ≤ y₂ ≤ 0,133

M_y2 = -R_y1* y₂+ R_y2* (y₂-0,107)

при y₂ = 0,107; M_y2 =-6,42 H м;

при y₂=0,133; M_y3= - 60 *0,133+352*0,026  = 1,1 H м

Горизонтальная плоскость

а)Определение опорных реакций:

; 

F_t *133 – R_x2 *107 – F_M*56 = 0

R_x2  =  (F_t *133 – F_M*56) / 107 = (837*133 - 176*56) /107 =948Н

 = 0;

R_x1*107 + F_t *26– F_M*163=0

R_x1  =  (-F_t *26 + F_M*163) / 107 = (-837*26+176*163) / 107 =65 Н

Проверка: R_x1 - F_t + R_x2 - F_М = 0 условие выполнено.

б) построение эпюры изгибающих моментов:

I участок: 0 ≤ x₁ ≤ 0,056

M_x1 = - F_M * x₁

при х₁=0; M_х1=0;

при х₁=0,056; M_х1=176*0,056 =9,9 H м

II участок:  

M_х2= - F_M ·x₂+ R_x1 (x₂-0,056)

при х₂=0,056; M_х2 =9,9 H м

при х₂=0,163; M_х2 =-28,7 +7 =-21,7 H м

III участок: 0 ≤ x₃ ≤ 0,026

M_x3 = -F_t * x₃

при х₃ = 0; M_х3 =0;

при х₃=0,026; M_х3=-837*0,026  =-21,7 H м

Вращающий момент на ведущем валу T₁=18 Н м

 Суммарные реакции

Намечаем шариковые радиально-упорные подшипники 36206; С=32,6кН; С₀=18,3кН

= eP_r2 = 0,34·1011 = 344 Η;

S₁ =eP_r1 =0,34·88 = 30 Η;

здесь для подшипников 206 параметр осевого нагружения e= 0,34.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₁<S₂; F_a < S₂-S₁; тогда Р_а1 =

S₂-F_a = 253 Η; Ρ_α2 = S₂=344 Η.

Рассмотрим левый подшипник.          

Отношение Pa₁/Pr₁=253/88=2,88>е, поэтому  при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы учитываем.

P_э=(XVP_r1+YP_a)K_бK_t

для заданных условий V= К_б = К_Т = 1;

X=0,414; Y=0,85

P_э=(0,414*88+0,85*91 ) = 114 H

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность

где n = 949 об/мин — частота вращения ведущего вала.

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал:

Нагрузка на вал от открытой зубчатой передачи передачи F_{r от}= 405 Η и F_{t от} = 1115 Н

Из первого этапа компоновки l₁ = 96мм, l₂=40 мм, l₃=102 мм.

Горизонтальная плоскость:

а)Определение опорных реакций:

; 

- F_t  *96 + R_x4 *136 + F_{t от} *238 = 0

R_x4  =  (F_t  *96 - F_t*238) / 136 = (837*96 - 1115*238) /136 =-1360 Н поменяем направление реакции на противоположное.

 = 0;

- R_x3*136 + F_{t от} *102+ F_t*40=0

R_x3  =  (F_t *40 + F_{t от}*102) / 136 = (837*40 + 1115*102) / 136 =1082 Н

Проверка: R_x3 - F_{t от} - R_x4 + F_t = 0, условие выполнено.

б) построение эпюры изгибающих моментов:

I участок: 0 ≤ x₁ ≤ 0,096

M_x1 = - R_x3 * x₁

при х₁=0; M_х1=0;

при х₁=0,096; M_х1= - 1082*0,096 = - 103 H м

II участок:  

M_х2= - R_x3 * x₂+ F_t (x₂-0,096)

при х₂=0,096; M_х2 = - 103 H м

при х₂=0,136; M_х2 = -147+33 =-114 H м

III участок: 0 ≤ x₃ ≤ 0,102

M_x3 = - F_{t от} * x₃

при х₃ = 0; M_х3 =0;

при х₃=0,102; M_х3= - 114 H м

Вертикальная плоскость:

а)Определение опорных реакций:

; 

F_{r  от}*238 – F_r *96+ F_a* d₂/2 - R_y4 *136 = 0

R_y4   = (F_{r от} *238 - F_r *96+ F_a* d₂/2) / 136  =(405*238 -291*96+ 91* 160/ 2) /136 =

= 557 Н;

 = 0;

 F_{r от}*102- R_y3*136 + F_r *40+ F_a* d₂/2 =0

R_y3  =  (F_{r от}*102+ F_r *40+F_a* d₂/2) / 136 = (405*102+291*40+91*160 / 2) / 136 = 443 Н

Проверка:  -F_{r от} - R_y3 + F_r + R_y4 = 0, условие выполнено.

б) построение эпюры изгибающих моментов:

I участок: 0 ≤ у₁ ≤ 0,096

M_x1 = - R_y3 * y₁

при y₁=0; M_y1=0;

при y₁=0,096; M_y1= - 443*0,096 = - 42,5 H м

II участок: 0,096 ≤  у₂ ≤ 0,136

M_y2 = - R_y3 * y₂+ F_r*(y₂-0,096) + F_a* d₂/2

при y₂ = 0,096;  M_y2 = -42,5+7,3=-35,2;

при y₂=0,136;  M_y3= -60+11,6+7,3  = -41,2  H м

III участок: 0 ≤ y₃ ≤ 0,102

M_y3 = -F_{r от} * y₃

при y₃ = 0; M_y3 =0;

при y₃=0,102; M_y3= - 405 *0,102  = -41,2 H м

Вращающий момент на ведомом валу T₂=54 Н м

Суммарные реакции:

Намечаем роликовые радиально-упорные подшипники 7306; С=43; С₀=29,5.

Осевые составляющие радиальных реакций шариково радиально упорных подшипников по формуле 

здесь для подшипников 306 параметр осевого нагружения e= 0,34.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₃<S₄; F_a>0; S₄-S₃; тогда Р_а3 =

S₄-F_a = 324 Η; Ρ_α4 = S₄=330 Η.

Рассмотрим левый подшипник.