ДЕТМАШ2 (Методичка для курсового по деталям машин (Сумин))

МГАПИ

Кафедра ТИ - 4

Дисциплина “ Основы проектирования средств автоматизации “

( 3410 )

Задание на курсовой проект N 2

Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

1. Схема привода

Z ₁

Z ₂ Z ₃

1 2 3 4

5

Z ₄

T_T; n_T

1 - электродвигатель;

2 , 4 - упругие муфты; 0,003t 0,4t 0,6t

3 - двуступенчатый цилиндрический М зубчатый редуктор;

5 - планетарный редуктор 1,4 М 0,6 М

З адание выполнять по варианту N График нагрузки

Параметр Варианты

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Т_Т, кН*М 6 5 7 8 4 5 6 7 8 6

n_Т, об/мин 30 25 30 25 45 50 35 40 30 45

u_{ПЛ. РЕД} 12 11 13 12 11 8 9 10 14 12

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1. Определение общего передаточного числа.

1.2. Определение мощности электродвигателя.

1.3. Выбор электродвигателя.

1.4. Определение передаточного числа ступеней редуктора.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1. Определение допускаемых контактных напряжений.

2.2. Определение допускаемых напряжений изгиба.

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1. Определение модуля.

3.2. Расчет геометрических параметров зубчатых передач.

3.3. Проектный расчет зубьев по контактным напряжениям.

3.4. Проектный расчет зубьев по напряжениям изгиба.

3.5. Расчет сил в зацеплении.

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1.Определение диаметра ступеней валов.

4.2. Разработка компоновочных схем.

4.3. Определение опорных реакций

4.4. Определение изгибающих и крутящих моментов.

4.5. Расчет валов на прочность и усталость.

4.6. Расчет шпонки тихоходного вала.

5. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

5.1. Выбор типа и класса точности подшипников зубчатого редуктора.

5.2. Расчет подшипников на долговечность.

6. РАСЧЕТ БОЛТОВ КРЫШЕК ПОДШИПНИКА

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1. Определение общего передаточного числа.

Для приводов механизмов манипуляторов рекомендуют использовать эле-

ктродвигатели с синхронными частотами вращения 1500 или 3000 об / мин, т.е. с

учетом 3 скольжения n_НОМ = 1450 об / мин или n_НОМ = 2900 об / мин.

Тогда для варианта 1

n_НОМ 1450

u_ОБЩ = = = 72,5;

n_Т 20

Для варианта 2 n_НОМ 2900

u_ОБЩ = = = 145.

n_Т 20

Передаточное число двуступенчатого редуктора

Для варианта 1 n_ОБЩ 72,5

u_РЕД = = = 4,8

n_{ПЛ. РЕД} 15

n_ОБЩ 145

Для варианта 2 u_РЕД = = = 9,6

n_ПЛ.РЕД 15

Принимаем передаточные числа по варианту 2 , так как передаточное

число двуступенчатого редуктора находится в пределах 8...40.

1.2. Определение мощности электродвигателя

Определение мощности на тихоходном валу планетарного редуктора

Т_{Т *} n_Т 5 * 10³ * 20

Р_Т = = = 10,47 кВт

9550 9550

Определение КПД привода

 = _ПЛ.РЕД* _М* _З* _ПОДШ = 0,85 * 0,98 * 0,97 * 0,99⁴ = 0,77 ,

где _ПЛ.РЕД , _М , _З , _ПОДШ - соответственно КПД планетарного редук-

тора, муфты, зубчатой передачи, подшипников.

Определение мощности электродвигателя

Р_Т 10,47

Р_ЭЛ.ДВ = = = 13,6 кВт

 0,77

1.3. Выбор электродвигателя

По результатам расчета выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый

серии 4А по ГОСТ 19523- 81 :

типоразмер двигателя - 4А160S2У3 ; мощность - 15,0 кВт ; синхронная час-

тота вращения - 3000 об / мин ; коэффициэнт скольжения - 2,1 ;

Т_ПУСК / Т_НОМ = 1,4 ; диаметр вала - 42 мм .

1.4. Определение передаточного числа ступеней редуктора.

Из условия контактной равнопрочностиступеней редуктора равенстве

диаметров делительных окружностей шестерен в ступенях и коэффициенте дол-

г овечности К_НД <1 передаточное число быстроходной ступени равно

u_Б = 0,75 ³ u _ред ² = 0,75 ³ 9,6 ² = 3,39 < u _max = 6,3.

тогда передаточное число тихоходной ступени

u_T = u _ред /u _Б = 9,6 / 3,39 = 2,83 < u _max = 5,6.

Округляем передаточные числа ступеней в соответствии с единым стандартным рядом : u _Б = 3,55 и u _T = 2,8.

Определяем потребное по условиям контактной равнопрочности отноше-

н ие межосевых расстояний

a _Т/ a _Б = K ( u _T +1 ) ³ u _Б² / u_Т / [ ( u _Б + 1 ) ⁹ u _Б )] =

0 ,9 ( 2,8 + 1 ) ³ 3,55 ² / 2,8 / [ ( 3,55 +1 ) ⁹ 3,55 ] = 1,08.

где К = 0,9 - Коэффициент нагрузки ступеней.

Принимаем стандартное значение a _Т / a _Б = 1,12.

У точняем передаточное число быстроходной передачи

Б = 1,2 ( a_Б / a _Т ) ³ u _ред / K = 1,2 *1,12 * ³ 9,6 / 0,9 = 3,17;

u = ( u - Б ) / ( Б - 1 ) = ( 9,6 - 3,17 ) / ( 3,17 - 1 ) = 2,96.

Принимаем стандартное значение u _Б = 3,15.

Передаточное число тихоходной ступени u _Т = 9,6 / 3,15 = 3.

Определение частоты вращения валов:

быстроходного вала n _Б - 2900 об / мин ;

промежуточного вала n _ПР - 2900 / 3,15 = 921 об / мин;

тихоходного вала n _ТИХ - 921 / 3 = 307 об / мин.

Определение крутящих моментов на валах редуктора

на тихоходном валу М _ТИХ = М _Т / u _пл.ред = 5 / 15 = 0,333 кНм;

на промежуточном М _ПР = М _ТИХ / u _ТИХ = 0,333 / 3 = 0,111 кНм;

на быстроходном валу М _Б = М _ПР / u _Б = 0,111 / 3,15 = 0,035 кНм.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1. Определение допускаемых контактных напряжений.

2.1.1. Выбор материала зубчатых колес.

Зубчатые колеса изготавливают в основном из темообработанной стали. В

зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев зубчатые колеса делят на две группы: с твердостью по Бринеллю  350 НВ - нормализованные или улу-

чшенные ; с твердостью по Роквеллу >45 HRCэ - объемно или поверхностнозака-

ленные, в том числе цементированные, цианированные, азотированные и другие.

Для первой группы рекомендуется применять углеродистые стали по

ГОСТ 1050-88 : сталь35 и сталь45. Для второй группы используют легированные

стали по ГОСТ 4543-71 : 40Х, 35ХМ, 40ХН, 20ХНМ, 12ХН3А, 25ХГНМ .

Тихоходная ступень ( табл. 8.8, [ 1 ] )

Для колеса выбираем сталь 35 : 145...207 НВ, _В = 550 Мпа; _Т=270 Мпа ,

а для шестерни - сталь 45: 179...207НВ, _В = 600 Мпа ; _Т = 320 Мпа.

Средняя твердость материала шестерни - НВ₁ = 198.

Средняя твердость материала колеса - НВ₂ = 176.

Средняя твердость материала ступени - НВ = 187.

Таким образом термообработка как колеса так и шестерни - нормализация.

Быстроходная ступень

Для колеса выбираем сталь 45 : 170...217 НВ, _В = 600 Мпа; _Т = 340 Мпа,

а для шестерни - сталь 45Х : 230...280 НВ, _В = 850 Мпа, _Т =650 Мпа.

Средняя твердость материала шестерни - НВ₁ = 255.

Средняя твердость материала колеса - НВ₂ = 193,5.

Средняя твердость материала ступени - НВ = 225. 2.1.2. Определение эквивалентного и базового числа циклов нагружения

тихоходной ступени

Суточное эквивалентное время работы передачи

M₁

tэ = t + t₁ ( ) ^{m / 2} = 6,4 + 9,6 ( 0,6 )³ = 8,47 ч ,

M

где t = 0,4* 16 = 6,4 - при работе 16 часов в сутки, т.е. в две t₁ = 0,6 * 16 = 9,6.

Эквивалентное время работы за весь срок службы

Т_ = tэ * L_ГОД * 365 * К_ГОД * К_СУТ = 8,47 * 5 * 365 * 0,6 * 0,7= 6490 ч

Суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи

N_1 = 60 * n ₁ * Т_ * С = 60 * 921 * 6490 * 1 = 358 637 000 циклов ;

N_2 = 60 * n ₂ * Т_ * С = 60 * 50 * 6490 * 1 = 119 545 000 циклов .

Базовое число циклов нагружения

N_{Н 0 1} = 30 * НВ₁^2,4 = 30 * 198 ^2,4 = 11 854 000 циклов ;

N_{Н 0 2} = 30 * НВ₂^2,4 = 30 * 176 ^2,4 = 7 351 000 циклов ,

т. е. N_{Е 1} > N _{Н 0 1} ; N _{Е 2} > N _{Н 0 2 .}

2.1.3. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на

усталость тихоходной ступени

Допускаемое напряжение [  _H ] = (  _HO / S _H ) * K _HL ,

где S _H - коэффициент безопасности . Рекомендуют S _H  1,1 при норма-

лизации, улучшении или объемной закалке зубьев ; S _H  1,2 при поверхностной закалке, цементации , т.е. при неоднородной структуре по оьъему;

К_HL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и

р ежима нагрузки передачи, равный 1  К_НL  2,4 и определяемый по формуле

K_HL = ⁶ N_HO / N_НЕ ,

где N_HO - базовое число циклов ;

N_HE - эквивалентное число циклов, равное N_HE = К_НЕ * N_ ,

где коэффициент эквивалентности зависит режима нагружения, который

может быть : 0 - постоянный, 1 - тяжелый, 2 - средний равновероятный, 3 - сред-

ний нормальный, 4 - легкий, 5 - особо легкий. Для металлорежущих станков ха-

рактерен легкий режим работы, для которого К_НЕ = 0,125. Тогда

N_{НЕ 1} = 0,125 * 358 637 000 = 44 830 000,

N_{НЕ 2} = 0,125 * 119 545 000 = 14 934 000.

Тогда

К_{HL 1} = ⁶ 11 854 000 / 44 637 000 = 0,79, К_{HL 2} = ⁶ 7 351 000 / 14 934 000 = 0,89,

_НО - предел выносливости, который зависит от термообраьотки и твер-

дости зубьев. При нормализации (см. табл. 8.9 [ 1 ] )

_{НО 1} = 2 * НВ + 70 = 2 * 198 + 70 = 466 ,

_{НО 2} = 2 * НВ + 70 = 2 * 176 + 70 = 422 . Определяем допускаемое напряжение

[  _{H 1}] = ( 466 / 1,1 ) * 0,79 = 335 Мпа ,

[ _{H 2}] = ( 422 / 1,1 ) * 0,89 = 341 Мпа .

Определение расчетного допускаемого напряжения .

Для зубчатых передач с небольшой разностью твердости зубьев шестерни и колеса за расчетное принимается меньшее из двух допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни [ _Н1 ] и колеса [_Н2 ] _.

Для передач, в которых зубья шестерни имеют твердость значительно пре-

вышающей твердость зубьев колеса, за расчетное принимают среднее значение из [_Н1 ] и [ _Н2 ] . Таким образом при НВ ₁ - НВ₂  70 :

[ _{H 1} ] + [ _H2 ]

[ _H ] =  1,25 [ _H ] _{min .}

2

Принимаем [ _H ] = 338 Мпа .

8