Проектирование электрического привода с цилиндрической передачей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего профессионального образования

«САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра «Механика»

Курсовой проект

по механике

Тема: «Проектирование электрического привода с цилиндрической передачей»

Выполнил: студент 2-ФТ-1

Волков А.В.

Принял: старший преподаватель

Адеянов И.Е.

Самара 2012

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Расчет мощности и выбор двигателя

2. Кинематический и силовой анализ

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

4. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

5. Проверочный расчет валов. Подбор подшипников

6. Расчет элементов корпуса редуктора

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

8. Проверочный расчет выходного вала

9. Проверочный расчет подшипников выходного вала

10. Подбор соединительной муфты

11. Подбор смазки и уплотнений валов

Техническое задание

1. Частота вращения двигателя

пдв = 750 об/мин

2. Частота вращения выходного вала

пвых = 380 об/мин

3. Крутящийся момент на выходном валу

Твых = 100 Нм

4. Тип передачи

ЦР

5. Срок службы редуктора в годах

L = 6 лет

6. Коэффициент использования редуктора в течение суток и в год

Ксут = 0,2

Кгод = 0,3

7. Расположение осей ведущего и выходного вала

Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор - законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или другими разъемными устройствами.

Число разновидностей редукторов велико: цилиндрические, конические, червячные, планетарные, одно-, двух-, трехступенчатые и т.д. Наибольшее распространение получили цилиндрические редукторы.

В данном проекте необходимо рассчитать цилиндрический редуктор.

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов.

1. Расчет мощности и выбор двигателя

Мощность на выходном валу редуктора, кВт:

Pвых = = =3,98 кВт

Здесь Tвых, nвых - вращающий момент (в Hм) и частота вращения выходного вала (в мин).

Расчетная мощность электродвигателя:

P'дв = == 4,06 кВт

Мощность: P дв = 4,0 кВт

Тип двигателя	Основные размеры электродвигателя
	d					d
132S	38	80	480	178	89	12	132	112	13	350

Эскиз двигателя представлен на рисунке №1.

Рис. 1. Эскиз двигателя

2. Кинематический и силовой анализ

Расчет частоты вращения каждого вала

Передаточное отношение редуктора:

и=== 2

Частота вращения первого (входного) вала: n1 = nдв = 750 об/мин

Частота вращения второго (выходного) вала: n2= nвых = 375 об/мин

Момент на входном валу:

T1 = = =51 Hм

где ? - коэффициент полезного действия (КПД) редуктора.

Для цилиндрического редуктора (ЦР) ? = 0,98.

Суммарное время работы редуктора:

t У = 365 L Кгод24 Ксут = 6·365·0,3·0,2·24 = 3154 час

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Зубчатые колеса цилиндрических и конических передач изготавливают из сталей, подвергаемых термическому упрочнению. Термическая обработка увеличивает прочность и твердость зубчатых колес, что позволяет уменьшить их размеры. Однако с увеличением твердости усложняется обрабатываемость материала и требуется дорогостоящее оборудование и инструмент. Поэтому при отсутствии в техническом задании особых требований к приводу применяют, стали с твердостью HB<350.

Марку стали, выбирают в зависимости от назначаемой твердости HB. Ориентировочно твердость стали можно определить по зависимости:

HB' = 7000 = 7000 · = 213,6

Твердость: HB = 210

Марка стали: сталь 45

Термическая обработка: нормализация

Исходя из условий эксплуатации и видов повреждений зубчатых колес рассчитывают допускаемые напряжения на контактную [у] и изгибную [у] выносливость для наиболее слабого звена в передаче.

Таким звеном для цилиндрических и конических передач является шестерня, испытывающая наибольшее количество циклов нагружения в течение заданного срока службы привода L.

Фактическое число циклов нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации определяют по зависимости:

NУ = 60 t У n1 = 60·3154·750 =

где n1- частота вращения вала шестерни, об/мин;

t У - суммарное время работы передачи в часах.

Допускаемые напряжения на контактную выносливость [у] определяют по формуле:

[у] = =·1= 445 МПа

где у - предел контактной выносливости, МПа; определяют по зависимости:

у = 2HB+70 = 2·210+70 = 490 МПа

= 1.1 - коэффициент запаса контактной прочности;

К - коэффициент долговечности; рассчитывают по зависимости:

К= = = 0,653

Здесь N - базовое число циклов:

N = 30 =30·(210)= 11,23·

Диапазон значений коэффициента К находится в пределах:

1,0 ? К? 2,4

При расчете получилось, что К< 1, поэтому следует принять К =1.

Допускаемые напряжения на изгибную выносливость [у] определяют по формуле:

[у] = =·1= 216 МПа

где у - предел изгибной выносливости, МПа; определяют в зависимости от твердости материала HB:

у = 1,8 · HB = 1,8·185 = 333 МПа

=1,75 - коэффициент запаса изгибной прочности;

- коэффициент долговечности; рассчитывают по формуле:

= = = 0,552

Здесь N = 4·10 - базовое число циклов.

Диапазон значений коэффициента находится в пределах:

Принимаем =1(если <1, принять =1)

4. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

Расчетное число зубьев шестерни:

Жґ1 = 0,0045 n1 + 16,65 = 0,0045·750+16,65=20,025

Ж1 =20

Расчетное число зубьев колеса Жґ2, необходимое для реализации передаточного числа u, определяют по зависимости:

Жґ2 = Ж1 u = 20·2 = 40

Ж2 = 40

Диаметр делительной окружности шестерни dґ, мм:

dґ= 780 · =780 = 65,028 мм

К - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность ее распределения и динамический характер; К= 1,2;

- коэффициент ширины, принимается равным 0,8 для одноступенчатых редукторов.

Расчетный модуль зацепления mґ, мм:

mґ = = = 3,25 мм

m = 2 мм

Межосевое расстояние a, мм:

a= = = 120 мм

Диаметры делительных окружностей шестерни d1 и колеса d2, мм:

d1 = m Ж1 = 4 ·20 = 80 мм d2 = m Ж2 = 4·40= 160 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни dal и колеса da2, мм:

dal = d1 + 2 m = 80 + 8 = 88 мм da2= d2 + 2 m = 160 + 8 =168 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни dfl и колеса df2, мм:

dfl = d1 - 2,5 m = 80 - 2,5 = 70 мм

df2 = d2 - 2,5 m = 160 - 2,5·4 = 150 мм

Расчетная ширина зацепления зубьев колес, мм:

bґ = d1 = 0,8 ·80 = 64 мм;

принимаем b = 64 мм

Ширина шестерни

bґ1 = b + 4 = 68 мм,

ширина колеса b2 = 64 мм

Проверочный расчет:

Рабочее контактное напряжение:

у = ? [у]

у = = 320 МПа

Проверяют условие изгибной выносливости зубьев шестерни как наиболее слабого звена зубчатой передачи:

у = ? [у]

где К - коэффициент нагрузки при изгибе, учитывающий неравномерность ее распределения и динамичный характер; К = 1,3;

Х - коэффициент формы зубьев шестерни; равный

Х= = = 4,05

у = = 27,07 МПа

Силы в зацеплении:

- окружная сила Ft, H:

Ft1 = Ft2 = = =1250 H

- радиальная сила Fr, H:

Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgб = 1250 · tg 20є = 455 H

где б = 20є - угол зацепления.

Эскиз цилиндрического зацепления (рис.2)

Рис. 2

5. Проверочный расчет валов. Подбор подшипников

Расчет валов состоит из проектного расчета, когда определяются его диаметральные размеры и проверочного расчета, в результате которого рассчитывается коэффициент запаса усталостной прочности. Валы предназначены для закрепления на них необходимых деталей и передачи вращающего момента. Валы выполняют ступенчатыми, для удобства сборки и фиксации деталей в осевом направлении. Расчет вала начинают с наименьшего по диаметру конца, на остальные ступеньки размеры назначают конструктивно.

При проектном расчете валов используется основное уравнение прочности при кручении и определяют диаметры консольных участков входного и выходного валов по заниженным касательным напряжениям

1. Входной вал

dґ=10=10

Так как dґ< d, то dґ принимают равным d= dґ=38 мм.

= 20 МПа

Переход с одного диаметра вала на другой выполняют по зависимости.

d= d+(15) мм,

где d - диаметр предыдущей ступени в мм;

d - диаметр следующей ступени.

Так диаметр посадочной ступени под уплотнения на входном валу

d d+(35)=38 + 4 = 42 мм

Численно диаметр d должен соответствовать стандартным размерам уплотнений, взятым из следующего ряда: 16, 18, 20, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 35, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 58, 60, 65 и далее через 5 мм.

Диаметр посадочных ступеней под подшипники качения:

d= d+(14)= 42+3= 45 мм

Диаметр d принимают по ряду 20, 25, 30, 35, 40, 45.

Диаметр ступени под уплотнение:

d= d+6 = 45+6= 51 мм

2. Выходной вал

Предварительный диаметр выходного участка

dґ=1010

Диаметры участков выходного вала:

dґ = dґ + 6 = 38 + 6 = 44,

принимаем dґ = 45мм

Диаметр ступени под уплотнение:

d d+(35) = 44 + 4 = 48 мм

Диаметр ступени под подшипники:

d= d+(25) = 48+ 2 = 50 мм

Диаметр под цилиндрическое колесо:

d= d+(15) = 50 + 5 = 55 мм

Диаметр упорного буртика

d= d+10 мм = 55 + 10 = 65 мм

По диаметру посадочных ступеней выбираем размеры подшипников легкой серии (согласно ГОСТу).

Входной вал №208 =

Выходной вал №209 =

Динамическая грузоподъемность подшипников С= 35100 Н.

6. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса:

Принимаем = 8 мм.

Диаметр стяжных болтов:

Принимаем = 8 мм.

Ширина фланца корпуса:

Толщина фланца корпуса и крышки корпуса:

Толщина фланца основания корпуса:

Толщина ребер жесткости:

Диаметр фундаментных болтов:

Ширина фланца основания корпуса:

Диаметр винтов крышек подшипников:

Вычерчиваем цилиндрическое колесо, для которого:

а) d - диаметр ступени выходного вала под цилиндрическое колесо

б) d - диаметр ступицы; d = 1,4 d =1,4·50 = 70 мм

в) - длина ступицы; = 1,35 d = 1,35·50 = 68 мм

г) с - толщина диска; с ? 0,3 = 0,3·48 = 16 мм

д) - толщина обода; = 4т ?8 мм, где т - модуль зацепления;

принимаем = 8 мм

е) D - диаметр диска;

D = df - 2= 263 - 2· 8= 247 мм

ж) - диаметр отверстий;

=

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Для соединений вала с деталями, передающими вращение, часто применяют призматические шпонки из стали, имеющей . Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (примерно на 5-10 мм).

= l - b;

при стальной ступицы и спокойной нагрузке допускаемое напряжение смятия .

Входной вал

Под полумуфту d = 32 мм, = = 5 мм

- на входном валу

Выходной вал

Под зубчатое колесо d = 50 мм, = = 5,5 мм

- на выходном валу

На выходе d = 35 мм, = = 5 мм

- на выходном валу

Условие прочности выполняется.

8. Проверочный расчет выходного вала

двигатель редуктор цилиндрическая передача

1. Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

В редукторе наиболее нагруженным является выходной вал, на котором закреплено цилиндрическое колесо. Проверочный расчет на усталостную прочность выполняется для этого вала.

1) По сборочному чертежу составляют расчетную схему вала (рис. 4), на которой представлены все внешние силы нагружения вала: - окружная сила, - радиальная сила, действующие в зацеплении. Значения этих сил и диаметр делительной окружности - определяются при расчете зубчатого зацепления. Размеры берутся из сборочного чертежа привода.

2) Определяются реакции в опорах в вертикальной и горизонтальной плоскостях и , и . Реакции в опорах вычисляют, составляя уравнения равновесия и моментов действующих в каждой плоскости. Если искомая реакция получается со знаком минус, то на расчетной схеме меняют ее направление на противоположное. Для приведенного примера составляем уравнения моментов относительно опор А и Б.

Рис. 3. Расчетная схема вала

Плоскость

В вертикальной плоскости: = 760 Н.

== Н

Проверка: +-=0

Плоскость

В горизонтальной плоскости: =48,5 мм, = 277 Н.

== Н

Проверка: +-=0

3) Рассчитываем и строим, пользуясь методом сечений, эпюры изгибающих моментов.

В горизонтальной плоскости:

===6,7 Нм

В вертикальной плоскости:

===18,4 Нм

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Крутящий момент на валу Т = = 100 Нм.

2. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

Определяем общий коэффициент запаса прочности , который должен быть не менее допускаемого - . Коэффициент запаса прочности рассчитывается для опасных сечений вала, которые определяются исходя из эпюр изгибающих моментов, размеров сечения вала и концентратов напряжений.

=,

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

= = ,

- предел выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба, МПа.

= 0,43= 0,43·620=267МПа;

= 0,58= 0,58·267=155 МПа - предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа.

Вал изготовлен из стали 40 ГОСТ 1050-88, для которой = 620 МПа.

, - эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении

= 14·+ 0,9=14·+ 0,9= 1,77

= 16·+ 0,6=16·+ 0,6 = 1,59

, - коэффициенты учитывающие масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений

= 0,984 - 0,0032· = 0,82

= 0,86 - 0,003· = 0,71

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; =0,92

,- коэффициенты, учитывающие соотношения пределов выносливости при симметричном и пульсирующем циклах изгиба и кручения. =0,2; =0,1

- амплитуда и среднее напряжение цикла соответственно для нормальных и касательных напряжений, МПа

,

где = 19,6 Нм

- момент сопротивления изгиба:

=

где - момент сопротивления кручения; 100Нм

=

=

=

==, , где = 1,7

9. Проверочный расчет подшипников выходного вала

1) Полные реакции опор:

2) Приведенная радиальная нагрузка

При отсутствии осевой нагрузки на вал , а значит и на опоры коэффициенты осевой и радиальной нагрузок равны: X=1; Y=0.

Тогда расчетная зависимость для P приобретает вид:

где V - коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца V=1;

R - большее из значений и , Н;

- коэффициент безопасности; =1,4 для подшипников зубчатых передач 7-8 степеней точности;

- температурный коэффициент; = 1 при рабочей температуре

3) Вычисляем ресурс наиболее нагруженного подшипника:

час

где n - частота вращения выходного вала, об/мин;

= Н - динамическая грузоподъемность;

4) Проверяют условие долговечности: ; ;

где - заданный ресурс эксплуатации редуктора (рассчитан ранее).

10. Подбор соединительной муфты

Если соосность соединяемых валов в процессе в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то допустимо устанавливать жесткие муфты: фланцевые и втулочные. Размер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента:

, где

= 2 - коэффициент режима работы; = Нм.

В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует устанавливать упругие муфты: втулочно-пальцевые; муфты упругие со звездочкой; муфты с торообразной оболочкой и др. Эти муфты являются компенсирующими. Их применяют при необходимости компенсировать отклонения от правильного взаимного расположения валов, продольного, радиального и углового, а также произвольного смещений вследствие неточности изготовления, наличия зазоров в опорах, упругих и температурных деформаций и т.п. Благодаря компенсации происходит разгрузка привода и агрегатов от дополнительных нагрузок на валы и опоры.

Мы будим использовать упругие втулочно-пальцевые муфты. Их применяют в приводе от электродвигателя и в других случаях для валов диаметрами 9 - 160 мм при вращающих моментах 6,3 - 16000 Нм. Момент между полумуфтами передается через резиновые гофрированные втулки, надетые на пальцы. Муфты допускают радиальное смещение осей валов на 0,2 - 0,5 мм, продольное смещение валов на 1 - 5 мм и угловое смещение до . Их работоспособность определяется стойкостью втулок.

Для ограничения износа среднее контактное давление пальца на втулку

где z - число пальцев, z=6; - диаметр окружности расположения осей пальцев; - диаметр пальца; l - длина упругого элемента; - допускаемое давление для резиновых втулок, обычно = 2МПа.

Благодаря упругости втулок муфта способна амортизировать толчки и удары.

11. Подбор смазки и уплотнений валов

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение на КПД редуктора.

Картетное смазывание осуществляется окунанием зубчатых червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до v?12 м/c, в зацеплении червячных передач при окружной скорости червяка до v?10 м/c. Зубчатые и червячные колеса погружают в масло на высоту зуба, а червяк на высоту витка.

Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла: для зубчатых передач - в зависимости от окружной скорости, для червячных - от скорости скольжения. Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующее масло по таблице.

Контактное напряжение кинематическая вязкость - 22. По данному значению кинематической вязкости сорт масла - И-20А (по ГОСТ 20799 - 75). Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 масла на 1 кВт передаваемой мощности: .

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производится с помощью маслоуказателей. Мы используем простейший жезловый маслоуказатель.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (по ГОСТ 1957 - 73). Пластичные смазочные материалы применяют в узлах, когда окружающая среда содержит вредные примеси или температура узла резко изменяется.

Уплотняющие устройства по принципу действия разделяют на уплотнения неподвижных соединений и уплотнения подвижных деталей. К неподвижным соединениям, подлежащим уплотнению, относятся болтовые соединения корпусов, крышек редукторов, двигателей и т.п. Их уплотнение достигается за счет деформации сжатия прокладок, колец и других уплотняющих элементов при затяжке болтов. Их изготавливают из листовых материалов (картона, резины, алюминия, меди, стали и др.). Выбор материала для элемента производят в зависимости от напряжения сжатия, исключающего утечку.

Наиболее часто на практике возникает необходимость уплотнения выступающих из корпусов вращающих хвостиков валов. В данном случае можно применять манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Ресурс манжет - до 5000 ч; они надежно работают как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах при перепадах температур от до .

Размещено на Allbest.ru