Проектирование привода с коническим редуктором

Федеральное  государственное автономное

образовательное учреждение

высшего профессионального образования

 

«СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

 

ИНСТИТУТ  НЕФТИ И ГАЗА

Кафедра «Проектирования и экспериментальной  механики машин»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

 

На  тему: Проектирование привода с коническим редуктором

 

Пояснительная записка

 

 

 

 

Руководитель                          _________________            

                                                          Подпись, дата

 

 

Студент гр. НГ 08-06             _________________            

                                                                                         Подпись, дата

                                                   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Красноярск 2011

 

СОДЕРЖАНИЕ

Задание на курсовой проект 4

Введение……………………………………………………………………......   .5

1 Кинематический расчет привода. 6

1.1 Подбор приводного электродвигателя 6

1.2 Определение передаточных чисел привода 6

1.3 Определение частот вращения привода 7

1.4 Определение вращающих моментов на валах привода 7

      2 Расчет передач 8

    2.1 Расчет конической зубчатой передачи 8

        2.1.1 Выбор материала 8

2.1.2 Допускаемое контактное напряжения …... ………………………. .8

        2.1.3 Допускаемое  напряжение изгиба……………………………………9

        2.1.4 Внешний делительный диаметр окружности шестерни...……..…10

        2.1.5 Конусное расстояние и ширина зубчатого венца ……..………….11

2.1.6 Модуль передачи 11

2.1.7 числа зубьев . 11

2.1.8 Окончательное значение размеров колес 12

2.1.9 Зармеры заготовки колес . 12

2.1.10 Силы в зацеплении . 12

2.1.11 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям  . 13

2.1.12 Проверка зубьев по напряжениям изгиба . 13

2.1.13 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки . 15

     2.2 Расчет цепной передачи 16

     3 Расчет валов. . 19

3.1 Приближенный расчет валов . 19

3.2 Определение внутренних силовых факторов . 21

3.3 Расчет на сопротивление усталости тихоходного вала . 24

3.4 Расчет на статическую прочность тихоходного вала …..................     29

     4 Расчет подшипников на тихоходном валу. . 32

     5 Расчет болтов . 34                                                                

     6 Расчет шпонок………………………………….……………………… …....36

 

 

 

 

 

     7 Выбор посадок……………………………………………………………….. 38

     8 Элементы конструирования………………………………………………… 39

         8.1 Расчет стенок корпуса……………………………………………………39

         8.2 Конструирование ступицы конического колеса………………………..39

        8.3 Конструирование стакана………………………………………………..40

         8.4 Конструирование крышки подшипникового узла……………………..40

    9 Выбор сорта масла ………………………………………………………….. 42

   10 Сборка редуктора……………………………………………………………. 43

   Список используемой литературы......................................................................44

 

 

Задание на курсовой проект

 

Введение

 

Редуктор является составной частью провода и передаёт вращающий  момент от электродвигателя через ременную передачу на механизм или какую-либо машину типа транспортёра, конвейера  или подобного им агрегата. Назначение редуктора — понижение угловой  скорости и повышение вращающего момента на ведомом валу по сравнению  с ведущим валом. Противоположного действия механизм называется ускорителем  или мультипликатором. Возможности  получения больших передаточных чисел при малых габаритах  передачи обеспечивают планетарные  и волновые редукторы. Преимуществом  редуктора как механизма является сравнительно высокий коэффициент  полезного действия, возможность  варьирования любым целесообразным количеством ступеней передачи, достаточно высокое передаточное отношение.

Редукторы находят самое широкое  применение в различных отраслях машиностроения, сельского хозяйства и промышленности.

 

 

1 Кинематический  расчет привода

1.1 Подбор  приводного электродвигателя.

Определим требующую  мощность электродвигателя:

  

где  общий КПД привода, определяемый как произведение КПД последовательно соединенных передач.

где   -КПД ременной передачи;

          КПД подшипников;

          КПД конической передачи;

          КПД открытой цилиндрической передачи.

 кВт.

1.2 Определение передаточных чисел привода

Принимаем предварительные  значения передаточных чисел по ступеням.

 

 

Найдем частоту  вращения электродвигателя по формуле:

 

 

 

По таблице 24.9 выбираем двигатель серии АИР132М2/2910

 

Определим исходное суммарное передаточное число привода:

,

где  – асинхронная частота вращения двигателя, об/мин.

Примем  – ременная передача;

;

об/мин;

1.3 Определение частот вращения  и угловых скоростей на валах  привода

об/мин;

 об/мин;

 об/мин;

 об/мин;

 

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с;

1.4 Определение  вращающих моментов на валах  привода

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 

2 Расчет передач.

2.1 Расчет конической передачи

2.1.1 Выбор материала и колеса.

Сталь 45, термическая обработка – улучшение.

Принимаем твёрдость шестерни и колеса соответственно 285,5HB и 248,5HB.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и для колеса определяем по зависимости:

Для шестерни:

=

где =а

- предел контактной  выносливости;

- коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости сопряженных поверхностей  зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние  окружной скорости;

- коэффициент запаса прочности;

 

-коэффициент  долговечности,

Принимаем ,

где =

-число циклов

 

- ресурс передачи  в числах циклов перемены напряжения;

 

Для колеса:

=

где

=а

;

=

 

 

 

 

Тогда общее допускаемое  контактное напряжение

2.1.2Допускаемые напряжения изгиба.

Для колеса:

 

 

где -коэффициент долговечности

- коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости переходной поверхности  между зубьями;

- коэффициент, учитывающий влияние  двустороннего приложения нагрузки;

- коэффициент запаса прочности;

Для шестерни:

 

 

 

при условии , q=6

 

2.1.3 Диаметр внешней делительной окружности шестерни.

;

Где , K=30

Окружная скорость на среднем делительном  диаметре (м/с):

,

,

где ,

,

2.1.4 Конусное расстояние и ширина зубчатого венца.

Угол делительного конуса шестерни

 

 

 

Внешнее конусное расстояние

 

Ширина зубчатого венца

 

 

2.1.5 Модуль передачи.

Внешний торцовый модуль передачи

 

 

Где коэффициент внутренней динамической нагрузки ,

коэффициент неравномерности распределения  напряжений:

 

 

2.1.6 Числа зубьев.

Шестерни 

Колеса 

Внешний окружной модуль передачи

2.1.7 Фактическое передаточное число.

 

2.1.8 Окончательные значения размеров колес.

 

Углы делительных конусов шестерни и колеса:

 

 

Делительный диаметр колес:

 

 

 

 

 

 

Внешние диаметры колес:

;

 

;

Где ,

 

2.1.9 Размеры заготовки колес.

 

 

 

2.1.10 Силы в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре шестерни:

 

где

Осевая сила на шестерне:

 

 

Радиальная сила на шестерне:

 

 

Осевая сила на колесе:

 

Радиальная сила на колесе:

 

 

2.1.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное контактное напряжение:

, поэтому принимаем  делительный диаметр колеса 

 

2.1.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

 

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

 

 

Приведенные числа зубьев:

 

 

,

2.1.13 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Коэффициент перегрузки:

 

 

,

где допускаемые напряжения равны:

, где

 

 

где , ,

 

 

2.2 Расчет открытой цилиндрической передачи

2.2.1 Межосевое расстояние:

Предварительное значение межосевого расстояния:

 

Окружная  скорость:

 

9 степень  точности (определяем по таблице  2.5 [1])

Уточним предварительно найденное  значение межосевого растояния:

 

где -для прямозубых колес;

       - коэффициент ширины;

Коэффициент нагрузки :

,

где -коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (определяем по таблице 2.6 [1]);

 -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий найдем по формуле:

 

определяем по таблице 2.7 [1] в зависимости от коэффициента:

 

- коэффициент, учитывающий  приработку зубьев(определяем по таблице 2.8 [1])

- коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки между  зубьями определим по формуле:

 

Вычисленное значение округляем до ближайшего стандартного :

мм.

 

 

 

 

 

 

2.2.2 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

 

Ширина колеса:

 

 

2.2.3 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль:

Минимально  допустимый модуль:

 

где - для прямозубых передач;

- коэффициент нагрузки при расчете  по напряжениям изгиба определим  по формуле:

 

- коэффициент, учитывающий влияние  погрешностей изготовления шестерни  и колеса на распределение  нагрузки между зубьями()

-коэффициент, учитывающий внутреннюю  динамику нагружения (определяем  по таблице 2.9 [1])

-коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения напряжений у основания  зубьев по ширине зубчатого  венца определим по формуле:

 

Принимаем значение модуля, согласуя его со стандартным:

мм

 

2.2.4 Число зубьев шестерни и колеса

Суммарное число  зубьев: 

 

Число зубьев шестерни:

 

Число зубьев колеса:

 

 

Фактическое передаточное число:

 

2.2.5 Диаметры колес

Делительное межосевое расстояние:

 

Коэффициент воспринимаемого смещения:

 

Делительный диаметр шестерни:

 

Делительный диаметр колеса:

 

Диаметры  окружностей вершин и впадин зубьев колес.

Для шестерни:

 

 

Для колеса:

 

 

 

2.2.6 Размеры заготовок

Предельно допустимые значения:

Значения  заготовок:

 

 

 

Так как следующие  неравенства не выполняются изменим материал деталей. Выбираем сталь 40Х.

 

2.2.7 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

 

Расчетное значение контактного напряжения:

 

 

2.2.8 Силы в зацеплении

Окружная:

 

 

Радиальная:

 

 

2.2.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

 

 

 

в зубьях шестерни

 

 

 

Значение коэффициента принимаем по таблице 2.10 [1]: при коэффициенте смещения и числе зубьев и найдем: , .

 =1 – коэффициент, учитываюший угол наклона.

 

2.2.10 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Допускаемое контактное напряжение:

МПа

Контактное напряжение:

 

Допускаемое напряжение изгиба:

Напряжение  изгиба:

 

 

2.3.Расчет плоскоременной передачи.

 

Диаметры шкивов для обеспечения долговечной  работы выбирают возможно большими. Диаметр ведущего шкива (мм) определяют по формуле М.М. Саверина с округлением до стандартного значения:

 

 

=  =1200 , где

N – передаваемая мощность, - частота вращения ведущего вала.

Диаметр ведомого шкива  связан с передаточным числом u :

 

 

 

 Принимаем 

 

Здесь - коэффициент упругого сжатия, .

Уточненная частота  вращения ведомого шкива

 

 

Скорость ремня  будет равна:

 

Межосевое расстояние для открытых передач находят  по зависимости :

 

Длина ремня без учета вытяжки

 

 

Угол обхвата  на малом шкиве 

 

Для бесконечного ремня полученное значение длины  ремня округляют до ближайшего стандартного значения с последующим уточнением :

 

 

Число пробегов

Прорезиненный ремень с удельной силой предварительного натяжения (на единицу ширины одной  прокладки ), Н/мм

Удельное окружное усилие определяем по рисунку 5,

Поправочные коэффициенты :

 определяем по таблице  7;

 определяем по рисунку  7;

 определяем по рисунку 9;

 определяем по таблице 8.

Допустимое окружное усилие

Окружное усилие :

 

 

Необходимая ширина ремня с округлением до стандартного значения по таблице 4 :

 

Напряжение ветви  ремня:

Усилие действующее на вал:

Угол отклонения усилия от линии центров 

 

Число пробегов ремня :

 

 

Диаметр шкива  d- величина расчетная. Ширину B шкива определяют так, чтобы ремень свободно располагался на шкиве. ГОСТ 17383-73. В= 50 мм

 

 

3 Расчет валов.

3.1 Приближенный расчет валов.

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора .

Для быстроходного вала:

 

 

 

 

Рисунок 3.1.

 

Для тихоходного вала (рисунок3.2):

 

 

 

 

Рисунок 3.2

 

 

 

3.2 Определение внутренних силовых  факторов

 

Определяем реакции в опорах:

В вертикальной плоскости YOZ:

Реакции в  опорах можно определить исходя из условий:

,

.

,

.

Тогда:

Проверка:

;

;

в горизонтальной плоскости XOZ:

Реакции в  опорах можно определить исходя из условий:

.

Раскрыв суммы получим:

;

.

.

Тогда:

,

 

Проверка:

;

;

0=0.

 

Определение изгибающих моментов от всех приложенных 

сил и момента  :

В  горизонтальной плоскости XOZ:

 

.

По этим значениям  моментов строим эпюру изгибающих моментов .

В вертикальной плоскости YOZ:

 

.

По этим значениям  моментов строим эпюру изгибающих моментов .

Определение результирующего изгибающего  момента в сечении под коническим колесом:

.

Находим эквивалентный момент в  этом сечении по формуле:

.

Вычислим наименьший допустимый диаметр  тихоходного вала в сечении под  коническим колесом по формуле:

.

Допускаемое контактное напряжение:

[σ]===325

 

3.3 Расчет на сопротивление усталости

 

Уточненные расчеты на сопротивление  усталости отражают влияние разновидности  цикла напряжений, статических и  усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля.

Материал вала: сталь 45, без упрочнения со следующими механическими характеристиками: 

Сечение А-А:

 

Коэффициент запаса по касательным  напряжениям:

                                       

,                                (3.3.1)

где - амплитуда напряжений цикла;

      - среднее напряжение цикла;

       - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого участка.

В расчетах валов принимают касательное  напряжение по отнулевому циклу: .

Напряжение в опасном сечении  вычислим по формуле:

                                    

,                                (3.3.2)

где 

                                    

                                   (3.3.3)

_{Подставляем значения в формулу (3.3.3):}

 

_{Подставляем значения в формулу (3.3.2):}

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении:

                                        

,                                     (3.3.4)

где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

       - коэффициент снижения предела выносливости.

                      ,                          (3.3.5)

где - коэффициент концентрации напряжений;

       - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

      - коэффициент влияния качества поверхности;

      -коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

Подставив все  коэффициенты в формулу (3.3.5) получим:

По формуле (3.3.4) рассчитаем предел выносливости:

Коэффициент влияние асимметрии цикла для  рассматриваемого сечения вала:

,

где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

По формуле (3.3.1) определим коэффициент запаса по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности  по нормальным напряжениям:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,

где

     

Среднее напряжение .

 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении:

 

где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба;

- коэффициент снижения предела  выносливости.

,

где - коэффициент концентрации напряжений;

      - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

      - коэффициент влияния качества поверхности;

      -коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

Находим результирующий коэффициент  запаса прочности в сечении А-А:

.

Сечение Б-Б:

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

                             ,                        (3.3.6)

 

где - амплитуда напряжений цикла;

      - среднее напряжение цикла;

       - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого участка.

В расчетах валов принимают касательное  напряжение по отнулевому циклу: .

Напряжение  в опасном сечении вычислим по формуле:

,

где

Получаем:

.

 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении:

                                  

,                                             (3.3.7)

где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

       - коэффициент снижения предела выносливости.

,

где - коэффициент концентрации напряжений;

      - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

      - коэффициент влияния качества поверхности;

      -коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

По формуле   (3.3.7) рассчитаем предел выносливости:

 

 

Коэффициент влияние асимметрии цикла для  рассматриваемого сечения вала:

 

где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

По  формуле (3.3.6) определим коэффициент запаса по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,

где ;

 

      

Среднее напряжение .

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении:

 

где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба;

       - коэффициент снижения предела выносливости.

 

где - коэффициент концентрации напряжений;

    - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

      - коэффициент влияния качества поверхности;

      -коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

Находим результирующий коэффициент  запаса прочности в сени А-А:

.

Сечение В-В:

 

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

,        (3.3.8)

где - амплитуда напряжений цикла;

      - среднее напряжение цикла;

       - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого участка.

В расчетах валов принимают касательное  напряжение по отнулевому циклу: .

Напряжение  в опасном сечении вычислим по формуле:

,                      

где .

          

 

 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении:

                           

,                            (3.3.9)

где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

       - коэффициент снижения предела выносливости.

,                      

где - коэффициент концентрации напряжений;

      - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

      - коэффициент влияния качества поверхности;

      -коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

Подставив все  коэффициенты получим:

По формуле(3.3.8) рассчитаем предел выносливости:

Коэффициент влияние асимметрии цикла для  рассматриваемого сечения вала:

,                      

где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

По  формуле (3.3.8) определим коэффициент запаса по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

где ;

 

Среднее напряжение .

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении:

 

где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба;

       - коэффициент снижения предела выносливости.

где - коэффициент концентрации напряжений;

        - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

      - коэффициент влияния качества поверхности;

      -коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

Находим результирующий коэффициент запаса прочности в сечении В-В:

.

 

3.4 Расчет на статическую прочность

 

Проверку  статической прочности выполняют  в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных  перегрузок. Коэффициент перегрузки К_п=2,2. Статическую прочность считают обеспеченной, если , где =1,3…2-минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести.

Сечение А-А

Определим нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении: 

 

где  -суммарный изгибающий момент;

-крутящий  момент;

-площадь  поперечного сечения;

Определим частные коэффициенты запаса прочности:

 

 

Общий коэффициент запаса прочности  по пределу текучести:

 

Сечение Б-Б

Определим нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении:

где  -суммарный изгибающий момент;

-крутящий  момент;