Курсовой проект "Рассчитать и спроектировать узел промежуточного вала двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора"

СКАЧАТЬ:  1358359996_8999.zip [532,71 Kb] (cкачиваний: 59)

Содержание

Задание на курсовую работу                                                                   4

Введение                                                                                                   5

1 Расчет рабочего органа машины                                                         6

1.1 Расчет диаметра грузового каната                                                    6

1.2 Определение диаметра и длины барабана                                        6

1.3 Определение крутящего момента на барабане и частоты вращения        6

2 Выбор электродвигателя                                                                      7

2.1 Определение потребляемой мощности для подъема груза              7

2.2 Определение  диапазона частот вращения вала электродвигателя7

2.3 Выбор электродвигателя                                                                   7

3 Определение передаточного числа привода и передаточного

числа редуктора                                                                                               8

4   Разработка исходных данных для ввода в ЭВМ                               9

4.1 Крутящий момент на выходном валу                                                         9

4.2 Назначение термообработки и допускаемых контактных

напряжений                                                                                                      9

4.3 Назначение относительной ширины колес                                       9

4.4 Номинальная частота вращения электродвигателя                                   9

4.5 Эквивалентное время работы редуктора                                          9

4.6 Код редуктора                                                                                             9

5 Анализ полученных данных и выбор оптимального

варианта компоновки редуктора                                                                    10

6 Определение вращающих моментов и частот вращения

валов для оптимального варианта                                                                           14

6.1  Определение вращающих моментов                                                14

6.2  Определение частот вращения вала                                                 14

7  Геометрический расчет зубчатых передач                                         15

8 Проверочный расчет зубчатых передач тихоходной и

быстроходной ступеней                                                                                   17

8.1   Назначение материала и термообработки                                      17

8.2  Определение расчетных контактных и изгибных

напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений,

вывод о работоспособности быстроходной прямозубой

цилиндрической передачи                                                                               17

8.3  Определение расчетных контактных и изгибных

напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений,

вывод о работоспособности тихоходной косозубой

цилиндрической передачи                                                                               21

9. Разработка эскизного проекта                                                             24

9.1 Определение диаметров валов                                                          24

9.2 Определение расстояний между деталями передачи                        26

9.3 Выбор подшипников                                                                          26

10. Расчет промежуточного вала на усталостную прочность                         28

10.1 Определение усилий, действующих на вал                                              28

10.2 Расчетная схема для промежуточного вала                                             28

10.3 Определение реакций и построение эпюр изгибающих

моментов в вертикальной плоскости                                                                30

10.4 Расчетная схема сил нагружения вала в горизонтальной

плоскости, определение реакций в опорах                                                       30

10.5 Определение суммарного изгибающего момента в опасных

сечениях                                                                                                            31

10.6 Определение суммарных реакций в опорах А и D                                  31

10.7 Решение вопроса о необходимости установки шпонок под

шестерни                                                                                                           32

10.8 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в

сечении С и В                                                                                                   32

11 Проверка долговечности подшипников качения опор

промежуточного вала                                                                                               36

12 Проверочный расчет шпоночных соединений                                            38

13. Конструирование зубчатых колес                                                     40

14 Эскизы стандартных изделий                                                             42

15 Описание сборки узла промежуточного вала                                             43

16 Смазывание зубчатой передачи                                                         44

Список литературы                                                                                  45

Задание

Рассчитать и спроектировать узел промежуточного вала двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора (схема № 24), используемого в приводе лебедки (схема № 92).

Быстроходная ступень с прямозубым зацеплением, тихоходная ступень с косозубым.

           Рисунок 1 – Схема привода и редуктора

Исходные данные:

Сила тяги F_к =  10 кH;

Скорость подъема груза V=  35 м/мин;

Длительность работы (ресурс) L_h =10000 ч;

Режим нагружения  I.

Серийность производства – среднесерийное.

Введение

Привод (рис. 1) состоит из электродвигателя, муфты, соединяющей вал электродвигателя и входной вал редуктора, редуктора, барабана, троса. Подъем груза осуществляется тросом, наматываемым на барабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через муфту и редуктор. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижает частоту вращения до требуемой величины.

Редуктор состоит из быстроходной цилиндрической прямозубой передачи и тихоходной цилиндрической косозубой передачи. Смазка редуктора осуществляется разбрызгиванием масла за счет погружения в него колес.

1 Расчет рабочего органа машины

1.1 Расчет диаметра грузового каната

Диаметр грузового каната d_к определяется по формуле:

,                                                                                             (1)

где F_к – усилие в канате, Н.

          мм.   

         По ГОСТ 6636–69 принимаем d_к = 10 мм.

1.2 Определение диаметра и длины барабана

Диаметр грузового барабана лебедки предварительно назначается из условия:

,                                                                                                 (2)

,

         Полученное значение  округляется в большую сторону по ряду нормальных линейных размеров.

Принимаем D_б = 250 мм.

Длина барабана  мм.                                        (3)

1.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана

Частота вращения барабана вычисляется по формуле:

         ,                                                                                             (4)

где V_к – скорость каната, навиваемого на барабан, м/с.

Крутящий момент барабана вычисляется по формуле:

                                                                                                (5)

Н^.м.

2 Выбор электродвигателя

2.1 Определение потребляемой мощности для подъема груза

Потребляемую мощность определим по формуле

                                               ,                                                      (6)

где - КПД привода, определяемый по формуле

                                      ,                                                    (7)

где -КПД барабана [2, табл.1.1];

       -КПД тихоходной ступени,  [2, табл.1.1];

        -КПД муфты, [2, табл.1.1].

                                      ,

                                      кВт.

2.2 Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле

                                               ,                                                      (8)

где  -диапазон передаточных чисел цилиндрического редуктора, _;

об/мин

         2.3 Выбор электродвигателя

Подбираем электродвигатель по табл. 24.8 [2]

AИР 132М6/960ТУ(6-525.564-84), где 960 – номинальная частота вращения двигателя, n_э=960об/мин.

3 Определение передаточного числа привода и передаточного числа редуктора

Передаточное число привода определяется формулой:

                                               .                                   (9)

Передаточное число редуктора равно передаточному числу привода:

                                                        .

4 Разработка исходных данных для ввода в ЭВМ

4.1 Крутящий момент на выходном валу

                              кН/м.                                  (10)

4.2 Назначение термообработки и допускаемых контактных напряжений

При Нм примем термообработку закалка с низким отпуском. Контактные напряжения выберем из диапазона МПа, примем МПа для быстроходной ступени, и МПа для тихоходной ступени

4.3 Назначение относительной ширины колес

Из табл. 8.4 [3] получим , т.е. ,

где b_w – ширина колеса;

   a_w – межосевое расстояние.

Примем для быстроходной ступени , для тихоходной .

4.4 Номинальная частота вращения электродвигателя.

                              об/мин.

4.5 Эквивалентное время работы редуктора

Эквивалентное время работы редуктора определим по формуле

                                        ,                                                     (11)

где =0,5 по табл. 8.9 [3] для режима I.

                              ч.

4.6 Код редуктора

Код редуктора -  12

где 1 – цилиндрическая прямозубая ступень

      2 – цилиндрическая косозубая ступень

5. Анализ полученных данных и выбор оптимальной компоновки редуктора

Для выбора оптимального варианта рассчитаем для всех пяти вариантов объем и массу.

Рисунок 2 – Схема редуктора №24,

где  - диаметр шестерни быстроходной ступени,

 - диаметр колеса быстроходной ступени,

 - диаметр шестерни тихоходной ступени,

 - диаметр колеса тихоходной ступени,

 - ширина колеса быстроходной ступени,

- ширина колеса тихоходной ступени,

 - межосевое расстояние.

Объем редуктора определим по формуле

                              ,                                                               (12)

где  ,

  ,                                                              (13)

   ,                                                                                                        (14)

.

Массу редуктора определим по формуле

                                                                    (15)

где  - коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12 кг/дм³.

I Вариант

мм

мм

мм

мм

л

 кг

II Вариант

мм;

мм;

мм;

мм;

л;

 кг.

III Вариант

мм;

мм;

мм;

мм;

л;

кг.

IV Вариант

мм;

мм;

мм;

мм;

л;

кг.

По полученным данным объемов и масс построим график (рис. 3) для всех пяти вариантов и по графику определим оптимальный вариант редуктора

Рисунок 3 – График объемов и масс

По рис. 3 видно, что оптимальным является второй и четвертый  варианты, т. к. они имеют наименьшие размеры и массу. Принимаем для расчетов II вариант.

Для выбора оптимального варианта нужно кроме минимальной массы и минимального объема еще соблюдать условия сборки и смазки. Для редуктора собранного по соосной схеме условие сборки соблюдать не обязательно.

Условие смазки выполняется в случае, когда выполняется неравенство

. Для редуктора по сосной схеме предпочтительно, когда колеса быстроходной и тихоходной ступеней примерно равны по диаметру. Это условие достигается во II варианте редуктора.

6 Определение вращающих моментов и частот вращения валов для оптимального варианта

6.1 Определение вращающих моментов.

Определим момент на выходном валу тихоходной ступени

                                                    (16)

где - КПД подшипника качения, [2,с.6]

Нм,

Момент на шестерне тихоходной ступени

,                                               (17)

где - КПД зубчатого зацепления, [2,с.6],

     - передаточное число тихоходной ступени,

Нм

Момент на колесе быстроходной ступени

Нм                                        

Момент на шестерне быстроходной ступени

Нм                                 

где - передаточное число быстроходной ступени,

Момент на входном валу редуктора

Нм.

6.2 Определение частот вращения валов.

Частота вращения быстроходного вала

об/мин,

Частота вращения промежуточного вала

об/мин,                                   (18)

Частота вращения тихоходного вала

                              об/мин.

7 Геометрический расчет зубчатых передач

В соответствии с ГОСТ 13755-81 примем для зубчатых передач угол зацепления a = 20°, коэффициентом головки (ножки) зуба , коэффициент радиального зазора с* = 0,25.

Суммарный коэффициент смещение определяется по формуле

                                      х = х₁ + х₂ = х_å,                                                          (19)

где х₁ - коэффициент смещения шестерни,

х₂- коэффициент смещения колеса.

Быстроходная прямозубая ступень

В исходном варианте редуктора дан суммарный коэффициент смещения быстроходной ступених_Σ=0, для простоты расчетов примемх₁=0, х₂=0.

Угол зацепления по формуле

                  (20)

отсюда

Диаметры делительных окружностей

                                        (21)

Диаметры вершин

         (22)

Диаметры впадин

мм;     (23)

       мм;

Диаметры начальных окружностей

                   (24)

– коэффициент перекрытия:

посчитать

где  – для каждого из колес.

=-7,792 ?

                   (24)

Тихоходная косозубая ступень

На косозубой ступени коэффициенты смещения отсутствуют,

поэтому угол зацепления

Диаметры делительных окружностей

                                      (25)

Диаметры вершин

                             (26)

Диаметры впадин

                 (27)

Диаметры начальных окружностей

                    (28)

Коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:

.

Коэффициент осевого перекрытия:

.

Суммарный коэффициент перекрытия:

8 Проверочный расчет зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступеней

8.1 Назначение материала и термообработки.

Практикой эксплуатации установлении, что допускаемая нагрузка при контактной прочности зубьев определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а также малые габариты и массу передачи можно получить, используя стали для изготовления зубчатых колес с последующей их термообработкой.

Для шестерни и колеса быстроходной ступени выберем сталь 35ХМ с твердостью 43 HRC. Для шестерни и колеса тихоходной ступени выберем сталь 40ХН твердостью 36 HRC. Все зубчатые колеса подвергаются термообработке – объемной закалке [3, табл. 8.8].

8.2 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для быстроходной ступени.

Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес определяется по формуле:

.                           (29)

Определим окружную скорость колеса

м/с.                           (30)

Степень точности изготовления передачи примем равной 8.

Обобщающий параметр ширины шестерни относительно диаметра

.                                      (31)

Для редуктора с несимметричным расположение колес относительно опор и заданной твердостью ψ_bd      должно быть из диапазона 0,65..0,8 [3,табл. 8.4], следовательно, необходимо скорректировать ширину шестерни.     

Коэффициент К_Н определяется по формуле

,                                                       (32)

где - коэффициент концентрации нагрузки, примем  (при =0,66)согласно [3,рис.8.15]

- динамический коэффициент, примем согласно [3,табл. 8.3].

Подставляя значения, получим

.

Е_пр - приведенный модуль упругости, для стальных колес   Е_пр=2,1^.10⁵МПа.

МПа.

Определим допускаемое контактное напряжение

,                                                    (33)

где МПа,

- коэффициент безопасности, для однородной структуры [3,табл.8.9],

- коэффициент долговечности шестерни определяется формулой

,                                                       (34)

где - базовое число циклов нагружения  согласно [3,табл.8.7,рис.8.40],

 - циклическая долговечность, определяется по формуле

,                                         (35)

где - длительность работы (ресурс), час;

- Коэффициент эквивалентности,  [3,табл.8.10];

;

;

; 

Примем

;        

Вычислим допускаемые контактные напряжения

МПа;

МПа.

Предельное значение находится как меньшее из двух

МПа.

Сравнивая это значение с расчетным контактным напряжением видно что условие прочности  выполняется, следовательно, быстроходная ступень является работоспособной в заданном режиме нагружения по контактным напряжениям.

Определим расчетное напряжение изгиба по формуле

                                            (36)

где - коэффициент расчетной нагрузки по изгибающим напряжениям, определяется по формуле

,                                              (37)

где - коэффициент концентрации нагрузки,  согласно [3,рис.8.15];

- динамический коэффициент,  согласно [3,табл.8.3].

.

- окружное усилие, определяется по формуле

                      кН.                                 (38)

- коэффициент формы зуба шестерни, ,  согласно [3,рис.8.20]

 МПа,

 МПа.

Определяем допускаемое контактное напряжение

                                         (39)

Предельное напряжение изгиба для стали 40ХН равно МПа, согласно [3,табл.8.9].

- коэффициент безопасности , согласно [3,табл.8.9].

- коэффициент типа движения при нереверсивной нагрузке.

- коэффициент долговечности

,                                               (40)

где m=9, для Н>350НВ, согласно [3,табл.8.10];

- базовое число циклов нагружения, для стали ;

- эквивалентное число циклов, определяется по формуле

,                                          (41)

где  согласно [3,табл.8.10].

;

;

;

,

т. к. коэффициент  и не удовлетворяет условию , примем , .

МПа;

МПа.

 Сравнивая эти значения с расчетными видим, что условие прочности  выполняется. Быстроходная ступень является работоспособной по изгибным напряжениям в заданном режиме нагружения.

8.3 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для косозубой тихоходной ступени.

Расчетное контактное напряжение для косозубой передачи определяется по формуле

.                            (42)

Определим окружную скорость шестерни

м/с.

- коэффициент увеличения нагрузочной способности косозубых передач по сравнению с прямозубыми, определяется по формуле

  ,                                              (43)

где - коэффициент концентрации напряжений, примем

согласно [3,табл.8.7];

- коэффициент торцевого перекрытия, рассчитывается по формуле

.

Степень точности изготовления передачи примем равной 8.

Обобщающий параметр ширины шестерни относительно диаметра

.

Коэффициент К_Н определяется по формуле

где - коэффциент концентрации нагрузки, примем согласно [3,рис.8.15];

- динамический коэффициент,  согласно [3,табл. 8.3].

Подставляя значения получим

.

Е_пр- приведенный модуль упругости, для стальных колес Е_пр=2,1^.10⁵МПа.

 МПа.

Определим допускаемое контактное напряжение

                              ,

где МПа,

- коэффициент безопасности, для однородной структуры .

- коэффициент долговечности шестерни определяется формулой.

,

где - базовое число циклов нагружения  согласно [3,рис.8.40];

 - циклическая долговечность, определяется по формуле

.

;

;

;

.

Вычислим допускаемые контактные напряжения

                     МПа;

                     МПа.

Предельное значение находится как меньшее из двух

МПа.

Сравнивая это значение с расчетным контактным напряжением видно что

условие прочности  выполняется, следовательно, тихоходная ступень является работоспособной в заданном режиме нагружения по

контактным напряжениям.

Определим расчетное напряжение изгиба по формуле

,                                              (44)

где коэффициент  определяется по формуле

                                                          (45)

где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями,  [3,табл.8.7].

- коэффициент учитывающий работу зуба как пластины, определяется по формуле

,                                                        (46)

где - коэффициент осевого перекрытия, определяется формулой

;                                          (47)

;

.

- коэффициент расчетной нагрузки по изгибающим напряжениям, определяется по формуле

,

где - коэффициент концентрации нагрузки,  согласно [3,рис.8.15];

- динамический коэффициент,  согласно [3,табл.8.3];

.

- окружное усилие, определяется по формуле

кН.

- коэффициент формы зуба шестерни, ,  согласно [3,рис.8.20].

 МПа;

 МПа.

Определяем допускаемое контактное напряжение

                                                  (48)

Предельное напряжение изгиба для стали 40ХН равно МПа, согласно [3,табл.8.9].

- коэффициент безопасности , согласно [3,табл.8.9];

- коэффициент типа движения при нереверсивной нагрузке;

- коэффициент долговечности, определяется по формуле

,

где m=9, для Н>350НВ, согласно [3,табл.8.10];

- базовое число циклов нагружения, для стали ;

- эквивалентное число циклов, определяется по формуле

,

где  согласно [3,табл.8.10].

;

;

;

Принимаем 1,

;

                     МПа;

                      МПа.

   Сравнивая эти значения с расчетными видим, что условие прочности  выполняется. Тихоходная ступень является работоспособной по

изгибным напряжениям в заданном режиме нагружения.

Вывод: Спроектированный редуктор является работоспособным в заданном режиме нагружения по изгибным и контактным напряжениям.

9 Разработка эскизного проекта редуктора

9.1 Определение диаметров валов

Диаметры быстроходного вала определяем по формуле:

d= (7..8) ·,                                     (49)

где T_вх – момент на входном валу редуктора, Н·м;

d= (7..8) ·  = 28.35..32.40 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл. 24.1 [2, с. 372], принимаем           d=38 мм.

Диаметр вала под подшипником определяем по формуле:

d_п  ≥d + 2t·_кон,                                         (50)

где t_кон – высота буртика, мм, принимаем равным 2 мм [2,c.25]

d_п  ≥38 + 2·2 = 40 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, с. 372], принимаем d_п = 44 мм.

Диаметр буртика вала у подшипника определяем по формуле:

d_бп  ≥d_п + 3∙r,                                          (51)

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 2,5 мм [2, c.25].

d_бп  ≥40 + 3·2,5 = 47.5 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, с. 372], принимаем d_бп = 50 мм.

Определим диаметры промежуточного вала.

Диаметр вала под колесом определяем по формуле:

d_к = (6..7) ·,                                    (52)

где T_пр – максимальный момент на промежуточном валу, Н·м;

d_к = (6..7) ·  = 40.32..47.04 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл.24.1 [2, с. 372], принимаем

 d_к=50 мм.

d_п – диаметр вала под подшипник

d_п  = d_к - 3∙r,                                              (53)

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 3 мм [2, c. 25].

d_п  = 50 - 3∙3 =41  мм.

Принимаем d_п  =44

Диаметр буртика  у подшипника определяем по формуле:

d_бп  ≥d_п + 3∙r,                                            

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 2,5 мм [2, c. 25];

Диаметр буртика у колеса определяем по формуле:

d_бк  ≥ d_к + 3∙f,                                          (54)

где f – размер фаски, мм, принимаем равным 1,2 мм [2, c. 25].

d_бк  ≥44+ 3·1,2=47.6 мм.

Принимаем d_бк = 50 мм по табл.24.1 [2,с.372].

По диаметру промежуточного вала под подшипником найдем остальные диаметры вала.

Диаметр буртика подшипника

d_бп  ≥50 + 3·2,5 = 57.5 мм.

Принимаем  d_бп = 58 мм по табл. 24.1 [2, с. 372].

Принимаем диаметр вала под колесом d_к= d_{п б.}  =58мм

Определим диаметры тихоходного вала

Диаметр вала определяем по формуле:

d= (5..6) ·,                                      (55)

где T_2т – максимальный крутящий момент на  тихоходном валу, Н·м;

d= (5..6) ·  = 54.98..65.97 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл. 24.1 [2, с.372], принимаем

d=67 мм.

Диаметр вала под подшипником определяем по формуле:

d_п  ≥d + 2·t_цил,                                           

где t_цил – высота буртика, мм, принимаем равным 5.1 мм согласно табл. 25.11

[2, c. 42].

d_п  ≥67 + 2·5.1 = 77.2 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, с.372], принимаем d_п = 80 мм.

Диаметр буртика для подшипника определяем по формуле:

d_бп  ≥d_п + 3∙r,                                            

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 2,7 мм согласно табл. 25.11

[2, c. 42].

d_бп  ≥80 + 3·2,7= 88.1 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, с. 372],  d_бп = 90 мм.

Приравняем диаметр вала под колесом диаметру буртика подшипника

d_к  = d_бп =90 мм.

Диаметр буртика у колеса определяем по формуле:

d_бк  ≥ d_к + 3∙f,

где f – размер фаски, мм, принимаем равным 3 мм [2, c.25,табл.].

d_бк  ≥90 + 3·3=99 мм.

Принимаем d_бк = 99 мм по табл.24.1 [2,с.372].

9.2 Определение расстояний между деталями

Зазор между корпусом и зубчатыми колесами определяем согласно [2, c. 45] по формуле:

a= + 3,

где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей и передач, определим по формуле:

L = (d_2Б/2) + (d_2Т/2) + a_w=(329.90/2) + (328/2) + 200 = 528.95 мм;

а = + 3 ≈ 11 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем равным

b₀ ≥ 4a;

b₀  4∙11 = 44 мм.

Расстояние между торцами колес тихоходной и быстроходной ступеней принимаем равным

с = (0,45 … 0,55)∙  = (0,3…0,5)∙11 = 3,3…5,5 мм.            (56)

Принимаем равным 5 мм.

9.3 Выбор типа подшипников

Рисунок 1 – Подшипник качения

Расшифруем основные параметры подшипника:

d – внутренний диаметр подшипника;

D – внешний диаметр подшипника;

B – ширина подшипника;

r – радиус фаски;

С₀ – допустимая статическая радиальная нагрузка;

С– допустимая мгновенная радиальная нагрузка;

Для быстроходного и промежуточного вала примем подшипник

208 ГОСТ 8338-75, для которого d = 40 мм, D = 80 мм, В = 18 мм, r = 2 мм,

С = 32,0 кH, С_o = 17,8 кН.

Для тихоходного вала примем подшипник 314 ГОСТ 8338-75, для которого

 d = 70 мм, D = 150 мм, В =35 мм, r = 3,5 мм, С =81,7 кH, С_o = 64,5 кН.