Проектирование привода редуктора

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

Курсовой проект по деталям машин

Проектирование привода редуктора

Задание на курсовую работу

Кинематическая схема привода.

Мощность на выходном валу: Р3 = 2,5 кВт.

Число оборотов выходного вала: n3 = 140 мин-1.

Срок службы: L = 4 года.

Коэффициент нагрузки в сутки: kс = 0,66

Коэффициент нагрузки в году: kг = 0,7

Режим работы: реверсивный.

Нагрузка: постоянная.

1. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Общий КПД двигателя:

з = з_з.п. · з_рем · з_п²

з_з.п. = 0,97…0,98; принимаем з_з.п. = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

з_рем = 0,9…0,95; принимаем з_рем = 0,9 - КПД клиноременной передачи;

з_п = 0,98…0,99; принимаем з_п = 0,98 - КПД пары подшипников качения.

з = 0,98 · 0,9 · 0,98² = 0,95

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р₃/ з = 2,5 / 0,85 = 2,94 кВт = 2940 Вт

Передаточное число привода:

U = U_з.п. · U_рем

Принимаем: U_з.п. = 5 - передаточное число зубчатой цилиндрической передачи;

U_рем = 2 - передаточное число клиноременной передачи.

U = 5 · 2 = 10

Номинальное число оборотов двигателя:

n_дв = n₂ · U = 140 · 10 = 1400 об/мин; n₂ = n₃

С учетом Р_тр и n_дв принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А100S4

P_ном = 3 кВт; L₁ = 60 мм.

n_ном = 1435 об/мин; d₁ = 38 мм.

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

Фактические передаточные числа привода:

U_ф = n_ном / n₂ = 1435 / 140 = 10,25

U_з.п. = 5

U_рем = U_ф / U_з.п. = 10,25 / 5 = 2,05

1.3 Вращающие моменты на валах

Вал двигателя.

Р_дв = 3 кВт;

n_дв = n_ном = 1435 об/мин;

Т_дв = Р_тр / щ_дв = 2940 / 150,2 = 19,57 Н·м;

щ_дв = рn_дв / 30 = 3,14 · 1435 / 30 = 150,2 рад/с.

Быстроходный вал редуктора.

n₁ = n_дв / U_рем = 1435 / 2,05 = 700 об/мин;

щ₁ = рn₁ / 30 = 3,14 · 700 / 30 = 73,3 рад/с;

Т₁ = Т_дв · U_рем · з_рем · з_п = 19,57 · 2,05 · 0,9 · 0,98 = 35,38 Н·м.

Тихоходный вал редуктора.

n₂ = n₁ / U_з.п = 700 / 5 = 140 об/мин;

щ₂ = рn₂ / 30 = 3,14 · 140 / 30 = 14,7 рад/с;

Т₂= Т₁ · U_з.п · з_з.п. · з_п = 35,38 · 5 · 0,98 · 0,98 = 169,89 Н·м.

2. Материалы и допускаемые напряжения зубчатых колес

2.1 Назначение материалов и термообработки

Принимаем для цилиндрической передачи марку стали и термообработку:

- для шестерни - сталь 35Х, нормализация, твердость 280…300 HВ₁;

- для колеса - сталь 35Х, улучшение, твердость 260…280 HВ₂.

Средняя твердость зубьев шестерни:

НВ_СР1 = (280+300)/2 = 290;

Средняя твердость зубьев колеса:

НВ_СР2 = (260+280)/2 = 270.

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Действительное число циклов нагружений зуба:

N_Н1 = L · 365 ·24 · n₁ ·60 · k_c · k_г · С₁ = 4 · 365 ·24 · 700 ·60 · 0,66 · 0,7 · 5 =

= 339,9 · 10⁷ циклов;

N_Н2 = L · 365 ·24 · n₂ ·60 · k_c · k_г · С₂ = 4 · 365 ·24 · 140 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =

= 13,6 · 10⁷ циклов;

L = 4 года - срок службы, k_с = 0,66 - коэффициент нагрузки в сутки,

k_г = 0,7 - коэффициент нагрузки в году,

С₁ = U_з.п. = 5, С₂ = 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса.

N_HO = (3…4) · 10⁷ = 3 · 10⁷ циклов - базовое число циклов.

Коэффициент долговечности К_НL:

К_НL1 = = = 0,55; К_НL2 = = = 0,83

Принимаем: К_НL = 1.

S_H = 1,2…1,3 - коэффициент безопасности при объемной обработке.

Принимаем: S_H = 1,2.

Определим предельные контактные напряжения:

[у]_Hlim1 = (1,8…2,1) НВ_СР1 + 70 = 2 НВ_СР1 + 70 = 2 · 290 + 70 = 650 МПа;

[у]_Hlim2 = (1,8…2,1) НВ_СР2 + 70 = 2 НВ_СР2 + 70 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа.

Определим допускаемые контактные напряжения:

[у]_H1 = К_НL = 650/1,2 = 542 МПа;

[у]_H2 = К_НL = 610/1,2 = 508 МПа;

Принимаем наименьшее:

[у]_H = [у]_H2 = 508 МПа.

2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Действительное число циклов при изгибе:

N_F1 = N_Н1 = 339,9 · 10⁷ циклов;

N_F2 = N_Н2 = 13,6 · 10⁷ циклов;

N_FO = 4 · 10⁶ циклов

Коэффициент долговечности К_FL:

К_FL1 = = = 0,57; К_FL2 = = = 0,86

Принимаем: К_FL = 1.

S_F = 1,7 - коэффициент безопасности при изгибе.

К_Fс = 1- коэффициент реверсивности.

Определим предельные напряжения при изгибе:

[у]_Flim1 = 2 НВ_СР1 = 2 · 290 = 580 МПа;

[у]_Flim2 = 2 НВ_СР2 = 2 · 270 = 540 МПа.

Определим допускаемые напряжения при изгибе:

[у]_F1 = К_FL К_Fс = 580/1,7 = 341 МПа;

[у]_F2 = К_FL К_Fс = 540/1,7 = 318 МПа.

Принимаем наименьшее:

[у]_F = 318 МПа.

3. Проектный расчет зубчатой передачи

U_з.п. = 5

Межосевое расстояние:

б_щ = К_б(U_з.п. + 1) = 495 · (5 + 1) = 129,24 мм.

К_б = 495 - для прямозубых передач [3].

Ш_ba = 0,4-0,5 - при симметричном расположении колес, берем: Ш_ba = 0,4.

Примем: К_Н = К_Нв

Ш_bd = 0,5Ш_ba (U_ред + 1) = 0,5 · 0,4 · (5+1) = 1,2

По Ш_bd = 1,2 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем:

К_Нв = 1,24.

Принимаем б_щ = 125 мм.

Модуль зацепления:

m = (0,01-0,02) б_щ = 1,25 - 2,5 мм, принимаем m = 2 мм.

Ширина колеса:

b₂ = ш_bа · б_щ = 0,4 · 125 = 50 мм

b₁ = b₂ + 5 = 50 + 5 = 55 мм - ширина шестерни.

Cумма чисел зубьев:

z_c = z₁ + z₂ = 2б_щ/m = 2 · 125/2 = 125

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c / (U_з.п. + 1) = 125 / (5 + 1) ? 21

z₂ = 125 - 21 = 104 - колеса.

Передаточное число:

U_ф = 104 / 21 = 4,95, отклонение ДU = 0,02U - допустимо.

Диаметры делительных окружностей:

d₁ = m z₁ = 2 · 21 = 42 мм - шестерни;

d₂ = m z₂ = 2 · 104 = 208 мм - колеса

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m = 42 + 2 · 2 = 46 мм;

d_а2 = d₂ + 2m = 208 + 2 · 2 = 212 мм.

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

у_Н = = = 464 МПа < 508 МПа = [у]_Н

Окружная сила:

F_t = 2Т₂ / d₂ = 2 · 169,89 / 208 · 10^-3 = 1634 H

Коэффициент внешней силы:

К_Н = К_Нв · К_НV · К_Нб

После уточнения: К_Нв = 1,14

К_НV = 1 + д_Н q₀ V_t = 1 + 0,04 · 4,7 · 1,5= 1

д_Н = 0,04; q₀ = 4,7; окружная скорость:

V_t = d₂ щ₂ / 2 = 208 · 10^-3 · 14,7 / 2 = 1,5 м/с

К_Нб = К_Нб (V_t ; степень точности); К_Нб = 1,04

К_Н = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19

Проверка напряжения изгиба.

у_F = Y_FS2 Y_в Y_е

Коэффициент внешней силы:

К_F = К_Fв · K_FV · K_Fб = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18

К_Fв = 1,13

K_FV = 1 + д_F q₀ V_t = 1 + 0,16 · 4,7 · 1,5= 1

д_F = 0,16

K_Fб = К_Нб = 1,04

Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):

Y_FS2 = Y_FS2 (Z_V1, ч)

Эквивалентное число зубьев:

Z_V1 = Z₁ / cos³ в = 21

Y_FS2 = 3,6

Коэффициент угла наклона оси зуба:

Y_в = 1

Коэффициент перекрытия зацепления:

Y_е = 1 / е_б = 1 / 1,69 = 0,6

у_F = 3,6 · 1 · 0,6 =41,6 МПа < 318 МПа = [у]_F

4. Расчет размеров корпуса редуктора

Принимаем корпус прямоугольной формы, с гладкими наружными обечайками без выступающих конструктивных элементов [1].

Материал корпуса - серый чугун СЧ-15. Толщина стенок:

д = 1,12 = 1,12 · = 4,1 мм.

Принимаем: д = д₁ = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5д = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03б_щ + 12 = 0,03 · 125 + 12 = 15,8 мм - М16

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 16 = 12 мм - М12

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 16 = 9,6 мм - М10

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 16 = 8 мм - М8

Конструктивно принимаем разъемный корпус, состоящий из крышки и основания, соединенный стяжными болтами.

5. Проектный расчет валов

В качестве материала валов используем сталь 45.

Допускаемое напряжение на кручение:

-для быстроходного вала [ф]_б = 12 МПа;

-для тихоходного вала [ф]_т = 20 МПа

5.1 Тихоходный вал

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр выходной:

d_т = = = 34,8 мм, принимаем d_Т = 35 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 45 мм.

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной:

d_б = = = 24,4 мм, принимаем d_б = 25 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 30 мм.

5.3 Назначение подшипников валов

Тихоходный вал. Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный 309 по ГОСТ 8338-75. Его размеры: d = 45 мм, D = 100 мм, b = 25 мм. Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 52,7 кН. Статическая грузоподъемность С_о = 30 кН.

Быстроходный вал. Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный 306 по ГОСТ 8338-75. Его размеры: d = 30 мм, D = 72 мм, b = 19 мм. Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 28,1 кН. Статическая грузоподъемность С_о = 14,6 кН.

Проводим эскизную компоновку редуктора по рекомендациям [1],

6. Уточненный расчет валов (тихоходный вал)

Размеры вала принимаем из эскизной компоновки.

Силы, действующие на вал.

Окружная сила:

F_t = 2Т₂ / d₂ = 2 · 169,89 / 208 · 10^-3 = 1634 H

Радиальная сила:

F_r = F_t · tgб = 1634 · tg 20° = 595 H

Так как передача прямозубая, то осевые нагрузки отсутствуют.

Усилие от муфты: F_M = 125 = 125 = 1629 H

Определение реакций подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (рис. 1).

В вертикальной плоскости:

УМ_А = 0 = -595 · 0,060 + R_BZ · 0,120;

R_BZ = (595 · 0,060) / 0,120 = 297,5 H;

УМ_В = 0 = 595 · 0,060 - R_АZ · 0,120;

R_АZ = (595 · 0,060) / 0,120 = 297,5 H;

Проверка: УZ = 0; 297,5 + 297,5 - 595 = 0

В горизонтальной плоскости:

УМ_А = 0 = 1634 · 0,060 + R_BХ · 0,120 - 1629 · 0,203;

R_BХ = (1629 · 0,203 - 1634 · 0,060) / 0,120 = 1939 H;

УМ_В = 0 = - 1629 · 0,083 - 1634 · 0,060 + R_АХ · 0,120;

R_АХ = (1629 · 0,083 + 1634 · 0,060) / 0,120 = 1944 H;

Проверка: УХ = 0; - 1944 + 1634 + 1939 - 1629 = 0

R_A = = = 1967 H

R_B = = = 1962 H

R_max = R_A = 1967 Н

Опасное сечение I - I.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у_в = 780 МПа, у_т = 540 МПа, ф_т = 290 МПа, у_-1 = 360 МПа, ф_-1 = 200 МПа, ш_ф = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_уmax / 0,1d³ = 135,2 / 0,1 · 0,045³ = 14,8 МПа

ф_а = ф_к /2 = T₂ / 2 · 0,2d³ = 169,89 / 0,4 · 0,045³ = 4,7 МПа

К_у / К_dу = 3,8 [2]; К_ф / К_dф = 2,2 [2];

K_Fу = K_Fф = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_уД = (К_у / К_dу + 1 / К_Fу - 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1 / К_Fф - 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1 / K_уД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф_-1Д = ф _-1 / K_фД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_у = у_-1Д / у_а = 94,7 / 14,8 = 6,4; S_ф = ф _-1Д / ф _а = 91 / 4,7 = 19,4

S = S_у S_ф / = 6,4 · 19,4 / = 6,1 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.



Рис. 1

7. Уточненный расчет подшипников тихоходного вала

Подшипник шариковый радиальный однорядный 309 ГОСТ 8338-75.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 52,7 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 30 кН.

Так как осевая составляющая реакции опоры F_A = 0, эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

R_Е = V · F_r · K_д · K_т , где:

V = 1 - так как вращается внутреннее кольцо;

K_д = 1,1 - считаем нагрузку спокойной;

K_т = 1, при t ? 100°C;

F_r = R_A = 1967 Н.

R_Е = 1· 1967 · 1,1 · 1 = 2164 Н

Определяем расчетную грузоподъемность:

С_гр = R_Е = 2164 = 11123 Н

С >> С_гр

52,7 >> 11,123

В связи с этим возможно заменить подшипник 309 на подшипник 209.

Его размеры: d = 45 мм, D = 85 мм, b = 19 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 33,2 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 18,6 кН.

33,2 > 11,123

8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23360-70.

Напряжение смятия:

у_см = 2Т / d(l - b)(h - t₁) < [у]_см = 120 МПа

Быстроходный вал Ш25 мм, шпонка 7 Ч 7 Ч 40, t₁ = 4 мм.

у_см = 2 · 35,38 · 10³ / 25 · (40 - 7)(7 - 4) = 28,6 МПа < [у]_см

Тихоходный вал Ш55 мм, шпонка 16 Ч 10 Ч 50, t₁ = 6 мм.

у_см = 2 · 169,89· 10³ / 55 · (50 - 16)(10 - 6) = 45,4 МПа < [у]_см

9. Выбор и расчет количества масла

По контактным напряжениям [у]_H = 508 МПа и скорости v = 1,5 м/c по [1], принимаем масло индустриальное И-40А.

Количество масла: (0,4…0,8) л на 1 кВт мощности, значит:

V_M = 3 · 0,6 = 1,8 л

10. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала устанавливаем в корпус редуктора быстроходный вал. Подшипники закрываем крышками.

Далее собираем тихоходный вал: закладываем шпонки; закрепляем колесо; устанавливаем подшипники. Собранный вал укладываем в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1991 г.

2. Проектирование механических передач - под ред. С.А. Чернавского, Москва, «Машиностроение», 1984 г.

3. С.И. Тимофеев - Детали машин, Ростов, «Высшее образование», 2005 г.

4. Г.Б. Иосилевич - Прикладная механика, Москва, «Машиностроение», 1985 г.