Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором

Задание

1. Тема работы: Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором.

2. Исходные данные к проекту: вид передачи: цилиндрическая прямозубая; ресурс работы 13000 часов; n=735 об/мин.

3. Содержание пояснительной записки: Кинематический расчёт редуктора, геометрический и прочностной расчёты зубчатой передачи, расчет валов передачи на статическую прочность и выносливость; подбор подшипников и определение их расчетного ресурса; расчет шпоночных соединений; определение основных конструктивных параметров зубчатых колес и корпуса.

кинематический зубчатый редуктор подшипник

Аннотация

Основной задачей курсового проекта по деталям машин является разработка общей конструкции привода, которая включает в себя обязательную разработку всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию, правила проектирования, и оформления рабочего проекта определены стандартами СЭВ и ЕСКД. Приступая к проектированию, необходимо помнить:

1. Конструируемое изделие должно иметь рациональную компоновку сборочных единиц, обеспечивающую наименьшие габариты, удобства сборки и замены деталей.

2. Выбор материалов и термической обработки должен быть обоснован и отвечать технологическим и экономическим требованиям.

3. Обеспечивать точность изготовления детали посредством назначения предельных отклонений на размеры, форму и взаимное расположение поверхностей. Результатом проекта должно явиться получение гармоничной конструкции, которое отвечает требованиям надежности, точности, прочности и др.

В данной курсовой работе представлены расчеты и конструирование одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора, приведены расчеты цилендрических зубчатых передач, валов, шпонок на прочность; геометрия и кинематика зубчатой передачи.

4. По этим расчетам сконструирован сборочный чертеж редуктора на формате А1 в масштабе 1:2 с указанием габаритных, присоединительных посадочных размеров, а также представлен общий вид привода.

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором размещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

Необходимо рассчитать и спроектировать одноступенчатый конический зубчатый редуктор указанной схемы по следующим исходным данным:

мощность на выходном валу редуктора 53 кВт.

частота вращения выходного вала 735 об/мин.

Необходимо:

Подобрать необходимый электрический двигатель.

Произвести кинематический расчёт передачи.

Выбрать материал зубчатых колес и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Определить основные параметры передачи исходя из критерия контактной выносливости.

Рассчитать геометрию передачи (диаметр, ширина колеса).

Определить окружную скорость в зацеплении.

Найти усилия, действующие в зацепление и проверить передачу на контактную и изгибную выносливость.

Определить ориентировочный диаметр валов.

Ориентировочно наметить установки на валах подшипники качения.

Выполнить эскизную компоновку редуктора.

Рассчитать на прочность и выносливость выходной вал редуктора.

Определить ресурс выбранных ранее подшипников, причём он должен быть не менее 13000 часов.

Произвести расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.

Графическая честь представляет собой сборный чертёж редуктора.

1. Кинематический расчет привода

1. Коэффициенты полезного действия (с учетом потерь на трение в подшипниках) по табл. 2.1 [3]:

Подшипника качения:

Зубчатой передачи:

Коэффициент полезного действия привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

По ГОСТ 19523-81 (табл. 2.2 [3]) по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 4А250M2Y3 с номинальной мощностью 60,0 кВт.

2. Передаточное число редуктора:

Принимаем стандартное значение из ряда:

Частота вращения тихоходного вала:

Отклонение от заданного значения:

Что допустимо, так как не превышает 4%.

3. Угловая скорость вращения и вращающий момент двигателя:

4. Вращающий момент входного вала:

5. Угловая скорость вращения и вращающий момент выходного вала:

- передаточное число передачи;

6. Выбор материалов колес и назначение твердости зубьев для термообработки - улучшение: шестерня

Объёмная закалка: колесо

Принята сталь 18ХГТ ГОСТ 1050-88.

7. Определение допускаемых контактных напряжений:



- предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, - коэффициент безопасности для однородной структуры зубьев.

Расчетный ресурс работы (число циклов) определен по формуле , где L_h - заданный ресурс работы:

Т.к. то коэффициент долговечности

Пределы контактной выносливости зубьев:

шестерни

колеса

Для материала шестерни:

Для материала колеса:

Допускаемое контактное напряжение передачи (с учетом прямой линии зубьев): .

8. Допускаемые напряжения изгиба:

- предел изгибной выносливости активных поверхностей зубьев, для шестерни коэффициент безопасности , так как способ получения заготовки выбран ковка, а для колеса, в связи с тем, что выбрано литье . Принят не реверсивный режим нагружения, поэтому .

Расчетное число циклов определено по формуле , где L_h - заданный ресурс работы:

;

.

Т.к. то коэффициент долговечности

Пределы изгибной выносливости зубьев:

шестерни

колеса

Для материала шестерни: .

Для материала колеса:

Расчет зубчатой передачи

1. Определение межосевого расстояния передачи по критерию контактной выносливости:

 Согласно ГОСТ 2185-81 из ряда стандартных значений межосевого расстояния принимаем .

2. Определение ширины венца зубчатого колеса:

(округляется в соответствии с рядом Ra40)

ширина венца шестерни:

(округляется в соответствии с рядом Ra40)

делительные диаметры:

3. Определение нормального модуля зацепления:

m=(0,01 …0,02)^. a_w=(0,01…0,02)^.280=(2,8…5,6) мм.

Принимаем значение модуля по ГОСТу: m=6 мм.

4. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

Предварительно примем угол наклона зубьев ,

.

5. Определение фактического передаточного числа:

Отклонение .

6. Определение делительных диаметров:

- шестерни:

- колеса:

диаметры вершин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

диаметры впадин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

.

Проверим значение межосевого расстояния по делительным диаметрам:



7. Определение окружной скорости в зацеплении:

8. Определение сил действующих в зацеплении:

- окружные силы:

- радиальные силы:

осевые силы:

9. Расчет на контактную прочность рабочей поверхности зубьев передачи:

Вычисление коэффициента нагрузки:

, где

Определение расчетного контактного напряжения:

, где

Недогрузка по контактным напряжениям составляет

Фактические контактные напряжения могут превышать допускаемые не более чем на 5%. Недогрузка по контактным напряжениям не может превышать 1012%.

Контактная выносливость передачи обеспечена.

10. Проверочный расчет зубьев колеса на изгибную прочность:

Вычисление коэффициента нагрузки:

, где

Проверка шестерни и колеса на изгибную прочность:

- шестерни:

-

колеса:

Таблица 1. Основные параметры проектируемой зубчатой передачи цилиндрического редуктора

Параметры	Значения
Мощность двигателя Рном, (кВт)	90,0
Именование двигателя	4А250M2Y3
Вращающий момент на ведущем валу Т1, Н·м	252
Вращающий момент на ведомом валу Т2, Н·м	1935
Частота вращения вала ведущего п1, мин-1	2960
Частота вращения вала ведомого п2, мин-1	370
Угловая скорость вала ведущего щ1, с-1	309.81
Угловая скорость вала ведомого щ2, с-1	38.73
Передаточное число иф	7.75
Межосевое расстояние а, мм	280
Модуль зацепления Mп, мм	4,0
Передача (форма зуба)	Прямозубая
Угол наклона линии зуба в	0
Окружная скорость в зацеплении	8.61
Степень точности передачи	6
Силы, действующие в зацеплении,
окружная Ft, Н	7800
радиальная Fr, Н	2840
осевая Fa, Н	0
Параметры	шестерня [1]	колесо [2]
Материал	18ХГТ	18ХГТ
Твёрдость	60	50
Термическая обработка	Цементация	Поверхностн. закалка
Число зубьев	16	124
Диаметр, мм
делительный d	64	496
вершин зубьев da	72	504
впадин зубьев df	54	486
Ширина венца b, мм	75	71
Напряжения, МПа
Допускаемое [ун]	875
Расчетное ун	836
Допускаемое [уF]	486	290
Расчетное уF	262	220

Эскизная компоновка

Ведущий вал. Определение диаметра выступающего конца ведомого вала по формуле:

d_рот =65 мм [3, стр. 393], для соединения вала с двигателем, через муфту, принимается d_в1=65 мм.,

Ведомый вал. Определение диаметра выступающего конца ведомого вала по формуле:



Значение полученного диаметра округляем по ГОСТ 12080-66 и принимаем dв2=70 мм, dп2=75 мм, dк2=80 мм. Окончательно диаметры участков валов примем после расчета валов на прочность, подборки подшипников качения, проверки их на долговечность и расчета опасных сечений вала на усталостную выносливость.

Предварительно, согласно ГОСТ 8338-75 для опор валов приняты роликовые радиальные однорядные подшипники легкой серии табл. П5 [3]:

Серия	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН
214	70	125	24	81,7
215	75	130	25	89,0

Принят материал вала сталь 18ХГТ по табл. 7,1 [3]:

.

Выполняется эскизная компоновка вала и составляется расчетная схема.

Расчет для построения эпюр от консольной нагрузки , вызываемой муфтой.

Неуравновешенное усилие от муфты:

- дополнительная поперечная нагрузка от несоосности соединительной муфты.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил.

l₁=120 мм; l₂=190 мм; l₃=75 мм.

Вертикальная плоскость XOY:

;



;

Рис. 2. Расчетная схема ведущего вала

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОY:

.

Горизонтальная плоскость XOZ:.

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОZ:

.

Расчет долговечности принятых подшипников для ведущего вала

1. Суммарных реакций в подшипниках

2. Приведенная динамическая нагрузка на опоры А и В:

мах {14890; 12100}=14890 Н.

3. Расчетный срок службы подшипника:

часов 13000 часов.

Расчетный срок службы подшипника не удовлетворяет значению ресурса работы редуктора, следовательно выбираем подшипники:

Серия	d	D	B	C
42315	75	160	37	142 000

>13000 часов.

Расчетный срок службы подшипника удовлетворяет значению ресурса работы редуктора.



Рис. 4. Расчетная схема, эпюры изгибающих и крутящего моментов выходного вала

Опасным сечением является сечение под колесом.

Статическая и усталостная прочность ведомого вала

1. Расчетные напряжения изгиба и кручения при напресовке подшипника на вал (с учетом пускового момента):

соответственно осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения, коэффициент пусковых и перегрузочных моментов (ГОСТ 10523-74);

2. Эквивалентное напряжение и расчетный запас статической прочности в опасном сечении:

т.е. статическая прочность вала в опасном сечении обеспечивается.

3. Расчет вала на усталостную прочность (на выносливость):

Расчетный запас выносливости только по нормальным напряжениям:

Расчетный запас выносливости только по касательным напряжениям:

среднее напряжение цикла изгиба; соответственно среднее напряжение цикла и амплитуда цикла кручения.

,

где - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы. Принято по табл. 8.20 [3]; - коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 8.18 [3]; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Общий расчетный запас выносливости:

.

Вывод: усталостная прочность (выносливость) вала в опасном сечении обеспечивается.

Фактор концентрации - напресовка колеса на вал.

2. Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения

Расчет шпоночных соединений:

Для крепления колеса на ведомый вал принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=65 мм, b=11 мм, h=18 мм, t₁=7 мм, t₂=4 мм, l=56 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Шпонка не обеспечивает передачу момента, поэтому используем шлицевое соединение:

Z=8, d=62, D=68, b=12 8 X 62 X 68

Шлицевое соединение с термообработкой объемная закалка HRC. Тогда при средних условиях эксплуатации допускаемое шлицов 75105. Условия эксплуатации средние.

Конструирование корпуса редуктора

Ориентировочные размеры основных элементов литого корпуса конического редуктора и его крепёжных деталей:

1. Толщина стенки корпуса редуктора:

мм.

Принята толщина стенки корпуса 8 мм.

2. Толщина стенки крышки редуктора:

мм.

Принята минимально-допустимая толщина стенки крышки 8 мм.

3. Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

b = 1,5·д = 1,5*8 = 12 мм.

Принимаем толщину верхнего пояса фланца корпуса 15 мм.

4. Толщина фланца крышки: b₁ = 1,5*д₁ = 1,5·8 = 12 мм.

4. Толщина нижнего пояса (картера): P=2,35*8=20 мм

1. Толщина подъемных крюков крышки: m = 1,5*д = 12 мм.

2. Диаметр рамных болтов:

d₁ = (0,03…0,036)·а_w + 12 = 0,03·280 + 12 =20,4 (мм).

Принимаем d₁ =20 мм.

3. Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = (0,7…0,75)·d₁ = 0,7*20 =12 (мм).

Принято d₂ =12 мм.

4. Диаметр болтов, соединяющие фланцы:

d₃ = (0,5…0,6)·d₁ = 0,6·20 =16 (мм).

Принимаем d₃ =16 мм

5. Диаметр штифта для центрирования крышки: d_ш = d₃ = 16 (мм).

6. Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее А = 1,2· д = 1,2·8 = 10 мм.

7. Выбор сорта масла:

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 8.8. [1] установлена вязкость масла в зависимости от средней скорости V_m=8,61 м/с. По табл. 8.10 [Анурьев] принято масло индустриальное И-40А по ГОСТ 20799-75.

Необходимый объем масла 20 л (из расчета 0,4-0,6 л на 1 кВт).

Подшипники смазываются пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смазки выбран по табл. 7.15. [1] - солидол марки УС-2.

Заключение

В данном курсовом проекте произведен кинематический расчёт передачи, выбран материал зубчатых колес и определены допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Определены основные параметры передачи, исходя из критерия контактной выносливости; проверка выполнена по нормальным и касательным напряжениям.

Рассчитана геометрия передачи, определена окружная скорость в зацеплении, усилия, действующие в зацеплении.

Определен диаметр валов, ориентировочно намечены установки на валах подшипники качения, выполнена эскизная компоновка выходного вала.

Рассчитан на прочность и выносливость выходной вал редуктора. Необходимый расчет масла, заливаемого в редуктор, определен исходя из передаваемой мощности из расчета 0,4-0,6 л на 1 кВт.

Определен ресурс выбранных ранее подшипников. Произведен расчёт на прочность шлицевых соединений с валами.

Список литературы

1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.

2. Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

3. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2001. - 560 с.

4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1985 - 415 с.

Размещено на Allbest.ru