ВВЕДЕНИЕ САПР – система, объединяющая технические средства, математическое

ВВЕДЕНИЕ
САПР – система, объединяющая технические средства, математическое
и программное обеспечение, параметры и характеристики которых выбирают
с максимальным учетом особенностей задач инженерного проектирования и
конструирования. В САПР обеспечивается удобство использования программ
за счет применения средств оперативной связи инженера с ЭВМ, специальных
проблемно-ориентированных языков и наличия информационно-справочной
базы. САПР представляет собой крупные организационно-технические
системы, состоящие из комплекса средств автоматизации проектирования,
взаимосвязанного с подразделениями конкретной проектной организации.
САПР позволяют в кротчайшие сроки решить весь комплекс задач от
анализа задания до разработки полного объема конструкторской и
технологической документации и даже напрямую внедрить проект в
производство, через производственные системы с компьютерным
управлением. Также, трехмерное моделирование позволяет лучше
воспринимать предмет разработки.
Целью дипломной работы является облегчение освоения, студентами,
САПР КОМПАС 3D и внедрение САПР технологии в процесс обучения. На
базе обучающей модели можно создать наглядные пособия и плакаты.
На спроектированных деталях и сборочных единицах можно в короткий
срок разработать чертежи со всеми техническими и технологическими
обозначениями. Это дает возможность пользователям разрабатывать
самостоятельно свои конструкторские разработки, внедрять новые,
усовершенствовать
существующие.
Развивать
их
творческую
инициативность, конструктивную преемственность и самостоятельность.
1 Цилиндрические редукторы
Редукторы с цилиндрическими передачами широко применяются в
разных отраслях промышленности. Это объясняется тем, что они могут
передавать в широком диапазоне крутящие моменты, обеспечивать
необходимые передаточные числа, обладают высоким коэффициентом
полезного действия, несложностью конструкции, удобством монтажа и
демонтажа.
Основными параметрами редукторов с цилиндрическими зубчатыми
колесами, по ГОСТ 2185–66, являются: межосевые расстояния aw,
номинальные передаточные числа u, коэффициенты ширины зубчатых колес
ψba и дает рекомендуемые сочетания межосевых расстояний и общие
номинальные передаточные числа для зубчатых цилиндрических передач,
которые используются в двух- и трехступенчатых насосных редукторах
общего назначения, что дает возможность для серийного изготовления
редукторов.
По числу ступеней передач цилиндрические редукторы разделяют на
одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые. В зависимости от конструкции
приводимой машины цилиндрические редукторы выполняются с
горизонтальным или вертикальным положением валов. Для механизмов с
малыми передаваемыми моментами редуктор и электродвигатель объединяют
в один агрегат, который называется мотор-редуктором.
При передаче больших моментов, с целью снижения массы и
габаритных размеров редукторов, их выполняют многопоточными с приводом
от нескольких электродвигателей или с разделением момента внутри
редуктора.
В зависимости от ширины колес цилиндрические редукторы делятся на
узкий и широкий тип. К узкому типу принято относить редукторы, у которых
ширина зубчатых колес составляет (0,2…0,4)aw, а к широкому типу –
(0,5…1,2)aw и более. Узкий тип редукторов имеет применение в общем
машиностроении.
Редукторы широкого типа используются в среднем в тяжелом
машиностроении, для приводов рабочих клетей прокатных станов,
вращающихся печей, шаровых мельниц и других машин. Для передачи
момента и движения от турбин или электродвигателей на компрессоры,
насосы, вентиляторы и другие скоростные машины устанавливают редукторы
с шириной зубчатых колес (0,8…1,2)aw.
Зубчатые колеса редукторов могут быть прямозубыми, косозубыми и
шевронными.
Для преодоления кратковременных пиковых нагрузок, как, например, в
гильотинных ножницах для резки металла, в главных приводах прокатных
станов, в правильных прессах, на быстроходных валах редукторов
устанавливают маховики.
Выбор редукторов проектные организации и заводы-изготовители ведут
по разным методам. Некоторыми заводами и организациями разработаны
графики унифицированных режимов работы машин и редукторов, которые
характеризуются длительностью рабочего цикла и колебаниями величины
нагрузки. В большинстве случаев устанавливаются четыре режима: средний
(С), тяжелый (Т), весьма тяжелый (ВТ), и непрерывный (Н). Многие заводы
одновременно с длительностью рабочего цикла учитывают ударные
приложения нагрузки от приводимой машины к зубчатым передачам
редукторов. Устанавливаются коэффициенты характера нагрузки при учете
спокойной нагрузки, умеренных и сильных толчков. При выборе редукторов
учитывается также конструкция и характер работы двигателя, например
влияние электродвигателя на нагрузки зубьев редуктора меньше, чем
двигателя внутреннего сгорания.
По области применения, масштабности и конструктивному исполнению
цилиндрические редукторы можно разделить на редукторы общего
назначения и редукторы среднего и тяжелого машиностроения.
Цилиндрические редукторы общего назначения имеют межосевые
расстояния от 100 до 500 мм. Зубья передач имеют высокую твердость,
полученную цементацией и закалкой или азотированием. Редукторы
рассчитаны на длительный непрерывный режим работы и должны быть
проверены на допускаемую термическую мощность.
Редукторы, применяемые в приводах машин среднего и тяжелого
машиностроения, разнообразны как по конструкции, так и по габаритным
размерам. Одноступенчатые редукторы с межосевыми расстояниями aw =
2600 мм имеют массу до 150000 кг.
Крупные двухступенчатые редукторы для передачи момента до 4000
кН∙м выполняются двухпоточными.
Во многих случаях тяжелые машины имеют низкую частоту вращения,
потому для снижения частоты вращения электродвигателей и повышения
момента требуется применять цилиндрические двух-, трех- и
четырехступенчатые редукторы.
Применяются редукторы с межосевыми расстояниями тихоходной
ступени от 100 до 2600 мм.
Ввиду того, что машины этого типа работают непрерывно с
резкоударными нагрузками и при сравнительно малых межосевых
расстояниях, редукторы имеют циркуляционное смазывание, то есть смазка
подается в зацепление и на подшипники непрерывно.
К редукторам среднего и тяжелого машиностроения предъявляют
требования высокой надежности и долговечности, поэтому они имеют более
усиленную
конструкцию
по
сравнению
с
редукторами
общемашиностроительного применения. Большое число редукторов
используется в прокатных станах, в установках непрерывной разливки стали,
где в непрерывном потоке горячего металла работают машины и механизмы с
массой до 25000 тонн.
В краностроении также широко применяются цилиндрические
редукторы и значительно реже червячные. Это объясняется тем, что КПД
цилиндрических редукторов выше, чем червячных, а производство их проще.
Кроме того, постоянное повышение механических свойств сталей,
применяемых для цилиндрических передач, и введение поверхностного
упрочнения рабочих поверхностей зубьев позволяют значительно снизить
массу цилиндрических редукторов, которая практически не превышает массу
червячных редукторов. Работа кранов на повышенных скоростных режимах
вызывает высокие скорости в зубчатых передачах. Поэтому только
высококачественной обработкой и доводкой зубчатых передач можно достичь
надежной и долговечной работы крановых редукторов. Редукторы
применяются также в приводах транспортеров, элеваторов и других машин
общего машиностроения.
С целью снижения массы и габаритных размеров редукторов
используют штампованные и цельнокованые зубчатые колеса с
поверхностным упрочнением зубьев передач.
Преимущества цилиндрических редукторов и построенных на них
приводов:
1 главное преимущество цилиндрического редуктора - высокий КПД
редуктора. Благодаря чему эти редукторы являются энерго-экономичными.
КПД цилиндрической зубчатой передачи, которая применяется в редукторах,
может достигать 98%, не учитывая передаточное отношение;
2 большая нагрузочная способность. Цилиндрические редукторы
подходящих габаритов могут пропускать практически без потерь большую
мощность;
3 низкий люфт выходного вала обеспечивает довольно высокую
кинематическую точность цилиндрических редукторов;
4 низкий нагрев, этому способствует высокое КПД передач – нет
большой потери энергии, большая её часть передаётся потребителю от
источника:
5 обратимость при любом передаточном числе, то есть, отсутствие
самоторможения. У каждого цилиндрического редуктора без особых усилий
можно вращать выходной вал;
6 уверенная работа при частых пусках-остановах, а также при
неравномерных нагрузках. Этот фактор объясняет целесообразность
использования именно цилиндрических редукторов в приводах шредеров,
дробилок, измельчителей и прочего оборудования с пульсирующими
нагрузками на рабочих органах;
7 высокая надежность;
8 благодаря высокой степени вариативности зубчатых передач, можно
выбрать редуктор с более близким передаточным отношением к
необходимому числу.
Недостатки цилиндрических редукторов:
1 маленькое передаточное число на одной ступени. В цилиндрических
преобразователях используются чаще всего зубчатые передачи с u = 1:1-1:6,3.
Эта характеристика влечет за собой повышение числа ступеней при
повышении всего передаточного числа преобразователя, и, как правило,
увеличение габаритов редуктора. Для трехступенчатого U максимальное
будет равно 250, для двухступенчатого - 40, для одноступенчатого - 6.3. А так
же, как нам известно, число модуля зубчатого зацепления напрямую вытекает
из передаваемого окружного усилия, а минимальное число зубьев зубчатого
колеса чаще всего не менее 17, поэтому, при передаточном отношении 1:5
нагруженная зубчатая передача имеет значительные размеры;
2 уровень шума у цилиндрических редукторов на много выше в
сравнению с червячными;
3 отсутствие самоторможения (обратимость). Будет недостатком тогда,
когда нужно отсутствие вероятности вращения выходного вала наружной
нагрузкой.
Вследствие всех своих преимуществ цилиндрический редуктор, как и
червячный – один из самых распространенных среди редукторов.
Цилиндрические редукторы применяются в приводах валкового
оборудования, экструдеров, мешалок, измельчителей, металлорежущих
станков и других приводах.
Существенных ограничений к использованию нет, кроме некоторых
ситуаций, в которых целесообразнее использование иных видов редукторов –
к примеру, когда необходимо получить специальную плавность хода
приводимого механизма, а также когда требуется достичь большого
передаточного числа вместе с маленькими габаритами или когда необходима
угловая компоновка привода [1, стр. 110].
1.1 Расчет цилиндрического редуктора
Задание: спроектировать трехступенчатый цилиндрический редуктор.
Принять: расчетный ресурс: 14294 часа.
Рисунок 1.1 - Схема строения цилиндрического редуктора
Техническая характеристика редуктора:
– мощность двигателя Рдв, кВт: 19,5;
– частота вращения двигателя nдв, об/мин: 945;
– момент на тихоходном валу Мт, Н·м: 8000;
– зацепление: прямозубое.
1.2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Кинематический расчет КПД редуктора:
ηред = ηцп3 · ηп3;
(1.1)
ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической
передачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения;
ηред = 0,963 · 0,993 = 0,86.
Электродвигатель:
Pдв = 19,5 кВт; nдв = 945 об/мин.
Мощности на валах:
Р1 = Рдв = 19,5 кВт;
Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 19,5 · 0,96 · 0,99 = 18,53 кВт;
(1.2)
Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 18,53 · 0,96 · 0,99 = 17,61 кВт;
Рт = Р3 · ηцп · ηп = 17,61 · 0,96 · 0,99 = 16,74 кВт.
Передаточное число редуктора:
Uред = U1 · U2 · U3 = nдв / nт = 945/20 = 47,3;
(1.3)
nт = 30ωт/π = (30Рт/Мт)/ π = (30·16740/8000)/3,14 = 20 об/мин;
(1.4)
где U1 – передаточное число первой ступени;
U2 – передаточное число второй ступени;
U3 – передаточное число третьей ступени.
Примем: U1 = 3,15; U2 = 3,75; U3 = 4.
Частота вращения валов:
n1 = nдв = 945 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 945 / 3,15 = 300 об/мин;
n3 = n2 / U2 = 300 / 3,75 = 80 об/мин;
n4 = nт = 20 об/мин.
(1.5)
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 945 / 30 = 98,9 рад/с;
(1.6)
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 300 / 30 = 31,4 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 · 80 / 30 = 8,4 рад/с;
ω4 = ωт = πn4 / 30 = 3,14 · 20 / 30 = 2,1 рад/с.
Вращающие моменты на валах:
М1 = Р1 / ω1 = 19,5 / 98,9 = 0,2 кН·м = 200 Н·м;
(1.7)
М2 = Р2 / ω2 = 18,53 / 31,4 = 0,6 кН·м = 600 Н·м;
М3 = Р3 / ω3 = 17,61 / 8,4 = 2,1 кН·м = 2100 Н·м;
М4 = Мт = Рт / ω т = 16,74 / 2,1 = 8 кН·м = 8000 Н·м.
1.3 Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых
напряжений
Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302
НВ1;
285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. [2, табл. 3.2].
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
NK6 = 573 · ω4 · Lh = 573 · 2,1 · 14294 = 17,2 · 106 циклов;
(1.8)
NK5 = NK6 · U3 = 17,2 · 106 · 4 = 68,8 · 106 циклов.
(1.9)
NHO = 16,5 · 106 [2, табл. 3.3] – число циклов перемены напряжений,
соответствующих пределу выносливости.
При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1. NFO = 4 · 106 – число
циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, [2, стр. 56].
При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.
[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа;
[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа;
(1.10)
[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа;
(1.11)
[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа.
1.4 Расчет третьей ступени редуктора
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α3 = Кα(U3 + 1)
3
М 4 К Н
[ ]
2
H6
U  ва
2
3
= 495 · (4 + 1)
3
8000  1
514 2  4 2  0,4
= 415,5 мм.
(1.12)
Кα = 495 – для прямозубых передач.
КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаем α3 = 400 мм.
m = (0,01-0,02) α3 = 4-8 мм, принимаем m = 6 мм;
z5 = 2α3 / m(U3 + 1) = 2 · 400 / 6 · (4 + 1) = 26;
(1.13)
(1.14)
z6 = z5U3 = 26 · 4 = 104;
(1.15)
d5 = m z5 = 6 · 26 = 156 мм;
(1.16)
da5 = d5 + 2m = 156 + 2 · 6 = 168 мм;
(1.17)
dt5 = d5 – 2,5m = 156 – 2,5 · 6 = 141 мм;
(1.18)
d6 = m z6 = 6 · 104 = 624 мм;
da6 = d6 + 2m = 624 + 2 · 6 = 636 мм;
dt6 = d6 – 2,5m = 624 – 2,5 · 6 = 609 мм;
b6 = ψва · α3 = 0,4 · 400 = 160 мм;
(1.19)
b5 = b6 + 5 = 160 + 5 = 165 мм.
(1.20)
Окружная скорость:
V3 = d 5 n3 =
60
3,14  0,156  80
60
= 0,65 м/с.
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.
Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6.
(1.21)
[σF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа;
[σF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа.
(1.22)
(1.23)
71<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14.
(1.24)
Усилия в зацеплении:
– окружное:
Ft5 = Ft6 = 2М3 / d5 = 2 · 2100 / 0,156 = 26923 H;
(1.25)
– радиальное:
Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgα = 26923 · tg 20° = 9799 H.
(1.26)
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF6 = Ft6 · КF · уF6 / b6 · m = 26923 · 1,14 · 3,6 / 160 · 6 = 115,1 МПа < [σ]F6 =
= 256 МПа.
(1.27)
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
310 М 4 К Н (U 3  1) 3
310 8000  1,05  (4  1) 3  10 3
σН6 =
=
= 496 МПа;
3
b6U 32
400
160  4 2
КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05;
(1.28)
(1.29)
КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05;
σН6 < [σ]Н6.
Следовательно,
обеспечена.
прочность
зубьев
по
контактному напряжению
1.5 Расчет второй ступени редуктора
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α2 = К (U2 + 1)3
М 3 К Н
[ ]
2
H4
U  ва
2
2
= 495 · (3,75 + 1)3
2100  1
514  3,75 2  0,4
2
= 264 мм.
Кα = 495 – для прямозубых передач.
КНβ = 1 – при постоянной нагрузке. Принимаем α2 = 250 мм.
m = (0,01-0,02) α2 = 2,5-5 мм, принимаем m = 4 мм;
z3 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 250 / 4 · (3,75 + 1) = 26;
z4 = z3U2 = 26 · 3,75 = 98;
d3 = m z3 = 4 · 26 = 104 мм;
da3 = d3 + 2m = 104 + 2 · 4 = 112 мм;
dt3 = d3 – 2,5m = 104 – 2,5 · 4 = 94 мм;
d4 = m z4 = 4 · 98 = 392 мм;
da4 = d4 + 2m = 392 + 2 · 4 = 400 мм;
dt4 = d4 – 2,5m = 392 – 2,5 · 4 = 382 мм;
b4 = ψва · α2 = 0,4 · 250 = 100 мм;
b3 = b4 + 5 = 100 + 5 = 105 мм.
Окружная скорость:
V2 = d 3 n2
60

3,14  0,104  300
60
= 1,63 м/с.
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.
Коэффициент формы зуба: уF3 = 3,9, уF6 = 3,4.
[σF3] / уF3 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа;
[σF4] / уF4 = 256 / 3,4 = 75 МПа.
75<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14.