Проектирование привода общего назначения с цилиндрическим редуктором

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

"САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ"

Кафедра "Механики"

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: Проектирование привода общего назначения с цилиндрическим редуктором.

Выполнил студент:ЭТ-3 Герасимчук И.Г.

Проверил преподаватель:

Лашманова Е.В.

Самара 2012

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Расчет мощностей и выбор двигателя

2. Кинематический и силовой анализ

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

4. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

5. Проектный расчет валов. Подбор подшипников

5.1 Входной вал

5.2 Выходной вал

6. Расчет элементов корпуса редуктора

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

7.1 Входной вал

7.2 Выходной вал

8. Проверочный расчет выходного вала

8.1 Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

8.2 Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

9. Проверочный расчет подшипников выходного вала

10. Подбор соединительной муфты

Список литературы

Техническое задание

Частота вращения вала двигателя

_дв=1500 об/мин

Частота вращения выходного вала

_вых=250 об/мин

Вращающийся момент на выходном валу

_вых=80 Н∙м

Срок службы редуктора (в годах)=3

Тип редуктора: цилиндрический (ЦР)

Коэффициент загрузки К_год=0,5; К_сут=0,2

редуктор цилиндрический подшипник привод

Введение

Электромеханический привод состоит из двигателя и редуктора, соединенных между собой муфтой. Привод в виде единой установки размещается на литой плите или сварной раме.

Редуктор-это механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающегося момента. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором размещены зубчатые или червячные передачи, закрепленные на валах. Передача движется от колес к валам и наоборот производится с помощью шпонок. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса. Подшипники удерживаются от осевого смещения крышками, которые с двух сторон привертываются винтами к корпусу редуктора.

Для уменьшения потерь на трение детали передач смазываются маслом. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Масло заливается через смотровое окно. Это окно закрывается крышкой с пробкой-отдушиной через которую из редуктора улетучиваются пары разогретого масла. Загрязненное масло удаляется через сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для предотвращения выбросов масла из редуктора на входном и выходном валах устанавливаются уплотнения в виде резиновых манжет.

Все детали редуктора разделяются на оригинальные и стандартные. Оригинальные - это детали передач (шестерни, колеса, червяк), валы корпус редуктора. Размеры валов и колес находят из проектных и проверочных расчетов. Остальные детали (крышки, маслоуказатель, пробки уплотнения и т.д.) не воспринимают нагрузку и их размеры назначают конструктивно.

Достоинства передачи:

высокий КПД редуктора.

простота в изготовлении и сборке.

высокая нагрузочная способность. Цилиндрические редукторы соответствующих габаритов способны передавать почти без потерь большую мощность.

Недостатки передачи:

низкое передаточное число на одной ступени

уровень шума.

Цилиндрические редукторы - более шумные по сравнению с червячными.

1. Расчет мощностей и выбор двигателя

Мощность на выходном валу редуктора

Расчетная мощность двигателя

где η=0,98 - КПД цилиндрического редуктора

По каталогу выбираем двигатель тип двигателя 4А90L c Р_дв=2,2 кВт; диаметр вала двигателя d_дв=24 мм

2. Кинематический и силовой анализ

Передаточное отношение редуктора

Частота вращения валов

₁=n_дв=1500 об/мин₂=n_вых=250 об/мин

Момент на выходном (1-ом) валу

Суммарное время работы редуктора

_Σ= L∙365∙K_год∙24∙К_сут=3∙365∙0,5∙24∙0,2=2628 час

Здесь L - срок службы в годах

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Расчетная твердость стали

По величине  выбираем сталь 45, термообработанную на твердость НВ=219

Предел контактной выносливости

 МПа

Базовое число циклов

Число циклов нагружения зуба шестерни

Коэффициент долговечности

Принимаем К_HL=1 (если К_HL<1). Допускаемые контактные напряжения

Где S_H=1,1 - коэффициент безопасности

Придел изгибной выносливости

 МПа

Базовое число циклов N_FO=4∙10⁶

Коэффициент долговечности

Принимаем К_FL=1 (если К_FL<1, принять К_FL=1)

Допускаемые напряжения изгиба

где S_F=1.75 - коэффициент безопасности.

4. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

Расчетное число зубьев шестерни

Принимаем Z₁=23 (округлить до целого числа)

Число зубьев колеса

Принимаем Z₂=138

Расчетный делительный диаметр шестерни

где К_Н=1,2 - коэффициент нагрузки;

Ψ_bd=0.8 - коэффициент ширины шестерни;

Расчетный модуль зацепления

Принимаем m=2 мм (округлить в большую сторону по ряду: 0,8 1 1,25 1,5 2 2,5 3). Межосевое расстояние

 мм

Диаметр делительной окружности шестерни

 мм

Диаметр делительной окружности колеса

мм

Диаметр окружности вершин зубьев

 мм

Диаметр окружности впадин зубьев

Ширина зацепления

Принимаем b=37 мм. Ширина шестерни b₁= b+4= 37+4= 41 мм. Ширина колеса b₂= b= 37 мм

Проверочный расчет

Рабочее контактное напряжение

192,36 МПа ≤ 282,318 МПа

Коэффициент формы зуба шестерни

Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни

,28 МПа ≤ 225,25 МПа

где K_F= 1,3 - коэффициент нагрузки.

Силы в зацеплении (на колесе)

Окружная

Радиальная

5. Проектный расчет валов. Подбор подшипников

5.1 Входной вал

Предварительный диаметр выходного участка

Где [τ] =20 МПА - допускаемое напряжение кручения.

Принимаем d_в1=d_дв=24 мм

Диаметр ступени под уплотнение

_у1=d_в1+ (3÷5) =24+3=28 мм

Диаметр ступени под подшипники

_п1 =d_у1+ (1÷4) =28+2=30 мм

(значение диаметра d_п1 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45)

Диаметр упорного буртика

_б1=d_п1+6= 30+6=36 мм

В опорах волов устанавливаем радиальные шарикоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников:=d_п1= 30 мм, D=62 мм, В=16 мм

5.2 Выходной вал

Предварительный диаметр выходного участка

Принимаем d_в2=d_в1+6= 24+6=30 мм

Диаметр ступени под уплотнение

_y2=d_в2+ (3÷5) = 30+5=35 мм

Принимаем d_y2=35 мм

(значение диаметра d_у2 принять по ряду: 20 22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42 44 46 48)

Диаметр ступени под подшипники

_п2=d_y2+ (1÷4) = 35+4=39 мм

Принимаем d_п2= 50 мм

(значение диаметра d_п2 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45 50 55)

Диаметр ступени под цилиндрическое колесо

_к2= d_п2+5=40+5=45 мм

Диаметр упорного буртика

_б2=d_к2+10= 45+10=55 мм

В опорах волов устанавливаем радиальные шарикоподшипники легкой серии

Габаритные размеры подшипников: d=d_п2= 40 мм, D= 62 мм, В=16 мм

Динамическая грузоподъемность подшипников C_r=19500 H

6. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса

Принимаем δ=6 мм (округлить в большую сторону по ряду: 6 8 10)

Диаметр стяжных болтов

Принимаем d_Б=80 мм (значение  округлить в большую сторону по ряду: 8 10 12)

Ширина фланца корпуса

=3∙ d_Б=3∙8=24 мм

Толщина фланца корпуса и крышки корпуса

δ_фл=1,5∙δ=1,5∙6=9 мм

Толщина фланца основания корпуса

δ_осн=2∙δ=2∙6=12 мм

Толщина ребер жесткости

δ_ж=5 мм

Диаметр фундаментных болтов

_ф=d_Б+2=8+2=10 мм

Ширина фланца основания корпуса

К_л=3∙d_ф=3∙10=30 мм

Диаметр винтов крышек подшипников_в=6 мм

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

7.1 Входной вал

Принимаем l_в1=l₁=50 мм

По диаметру d_в1=24 мм и длине выходного участка L=l_в1 выбираем шпонку 8х7х45 мм

Проверочный расчет на смятие:

где t₁=4 - глубина паза на валу

[σ] =120 МПа - допускаемое напряжение на смятие.

7.2 Выходной вал

Для выходного участка по диаметру d_в2=30 мм и длине выходного участка L=2d_в2 выбираем шпонку 8х7х50 мм.

Для ступени под колесо сечение шпонки bxh выбираем по диаметру d_к2=45 мм, а длину - по длине ступицы колеса L=l_ст 14х9х56 мм.

8. Проверочный расчет выходного вала

8.1 Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

Нагрузка на вал: F_t2=463,7 Н; F_r2=168,7 Н.

Расстояние между опорами: l₁=44,38 мм; l₂=45,38 мм.

Плоскость Axz - действует сила F_t2

; R_Bz∙ (l₁+l₂) - F_t2∙l₁=0

_Az=F_t2-R_Bz=463,7-229,2=234,4 Н

Изгибающий момент на участке x₁:

_z1= R_Az ∙x₁; при x₁=0M_z1=0;

при x₁= l₁M_z1= R_Az∙ l₁=234,4 ∙44,38=10402,67 Н∙мм

Плоскость Ayx - действует сила F_r2

; R_By∙ (l₁+l₂) - F_r2∙l₁=0

_Ay=F_r2-R_By=168,7-85,26=393 Н

Изгибающий момент на участке x₁:

M_y1= R_Ay ∙x₁; при x₁=0M_y1=0;

при x₁= l₁M_y1= R_Ay∙ l₁=83,44 ∙44,38=3703 мм

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

=T_вых∙10³=80∙10³=8∙10⁴ Н∙мм

Рисунок 1.

Эпюра крутящих и изгибающих моментов на выходном валу

8.2 Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

Вал изготавливаем из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом прочности σ_в=620 МПА и пределами выносливости на изгиб σ_-1 и кручение τ_-1:

σ_-1= 0,43∙σ_в=0,43∙620=267 МПА

τ_-1= 0,58∙ σ_-1=0,58∙267=155 МПА

Коэффициенты концентрации напряжений

_σ=0,9+0,0014∙ σ_в=0,9+0,0014∙620=1,768_τ=0,6+0,0016∙ σ_в=0,6+0,0016∙620=1,592

Масштабные факторы

ε_σ=0,984-0,0032∙d_k2=0,984-0,0032∙55=0,808

ε_τ=0,86-0,003∙d_k2=0,86-0,003∙55=0,695

Коэффициент шероховатости: β=0,92

Коэффициенты асимметрии цикла: Ψ_σ=0,2; Ψ_τ=0,1

Осевой W и полярный W_p моменты сопротивления:

где b, t_{1 -} ширина и глубина шпоночного паза на валу.

Напряжения в опасном сечении

σ_m=0

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям кручения:

Общий коэффициент запаса усталостной прочности:

Проверка условия прочностиn≥ [n] =1,7 8,85≥1,7

9. Проверочный расчет подшипников выходного вала

Рисунок 2.

Реакции опор

Ra_z=234,4 Н

Rа_у=83,44 H_z= 229,2 Н_y = 85,26 Н

Динамическая грузоподъемность подшипников_r=32000 H

Полные реакции опор

Приведенная радиальная нагрузка при отсутствии осевых сил:

где V = 1 - коэффициент вращения; R - большее значение из полных реакций опор R_A и R_B; К_б = 1,4 - коэффициент безопасности; К_т = 1 - температурный коэффициент. Долговечность подшипников

где t_Σ=2453 час - суммарное время работы передачи.

10. Подбор соединительной муфты

Для соединения электродвигателя и редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76.

Проверка на передаваемый момент Т_Р:

где К_H = 2 - коэффициент режима работы;

T₁ - момент на входном валу;

[T] =63Н∙м - момент, передаваемый стандартной муфтой.

11. Подбор смазки и уплотнений валов

Сорт масла выбирается по кинематической вязкости, которая зависит от величины контактных напряжений в зубьях  и окружной скорости колеса .

Для смазки редуктора при расчетном контактном напряжении = 463,4 МПа и окружной скорости

Выбираем масло индустриальное И-30А

Для уплотнения валов выбираем резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.

Основные детали и узлы редуктора.

Подшипники.

В опорах валов установлены радиальные шарикоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников d, D и В берутся из каталога на подшипники ГОСТ 8338-75.

Уплотнения.

В качестве уплотнения валов используются резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.

Болты, винты, гайки, шайбы пружинные.

Для соединения отдельных деталей редуктора используются резьбовые соединения - болты, винты, гайки.

Болт, винт ГОСТ 7808-70

Гайка ГОСТ 2524-70

Шайба пружинная ГОСТ 6402-70

Подшипниковые узлы.

Подшипниковый узел воспринимает нагрузку от валов и передает ее на корпус редуктора.

Он состоит из подшипников, крышки подшипника, уплотнения и элементов крепления.

В узле с выходным участком вала устанавливают сквозную крышку подшипника, в противоположном узле - глухую крышку подшипника.

В сквозной крышке для предотвращения выброса масла из редуктора устанавливается уплотнение - резиновая манжета.

Крышки подшипников винтами присоединяются к корпусу редуктора и ограничивают осевое смещение валов и подшипников.

Основные размеры сквозной и глухой крышек приведены на соответствующих рисунках.

Шпоночное соединение.

Шпоночное соединение служит для передачи вращающегося момента с вала на втулку (зубчатое колесо, полумуфта) и наоборот. ГОСТ 23360-78

Фланцевое соединение основания и крышки корпуса.

Соединение основания и крышки корпуса осуществляется стяжными болтами диаметром d_Б.

Для этого на основании и крышке корпуса выполняется фланец шириной К=3d_Б, где d_{Б -} диаметр стяжного болта. Толщина фланцев равна δ_фл=1,5δ, где δ - толщина стенки корпуса. С целью предотвращения самоотвинчивания гайки болтовое соединение выполняют с пружинной шайбой.

Штифты.

Конические штифты применяются для жесткого соединения и точной установки и основания корпуса при сборке редуктора. Конические штифты имеют конусность 1: 50.

ГОСТ 3129-70

Крышка смотрового люка (окна)

Для заливки масла и осмотра зубчатых колес в крышке корпуса имеется смотровой люк (окно). Люки делают прямоугольной формы и закрывают стальной крышкой. Размер люка должен быть максимально возможным и назначается конструктивно. Чтобы внутрь корпуса не попадала пыль, под крышку ставят прокладку из технического картона.

Маслоуказатель.

Контроль уровня масла, находящегося в редукторе, производится с помощью жезлового маслоуказателя. Маслоуказатель устанавливается в положение, обеспечивающем его свободное извлечение - маслоуказатель не должен упираться во фланец корпуса. Угол наклона маслоуказателя находится в пределах а=. Масло заливается до уровня, обеспечивающего погружение зубчатого колеса на высоту зуба.

Пробка сливная.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа и свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Под пробку ставят уплотняющую прокладку из маслостойкой резины. Маслоспускное отверстие выполняют на уровне дна или несколько ниже его.

Пробка сливная имеет цилиндрический поясок и шестигранник под ключ.

Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 16×10×70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцевым креплением; винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускового отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Издание третье стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. М.: ООО ТИД "Альянс", 2005.

. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр "Академия", 2003.