Проектирование привода

Проектирование привода

Проектирование привода

Введение

привод редуктор передача кинематический

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве передающих механизмов чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ремённая, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Проектируемый в данной работе привод включает одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор с цепной передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями, с заданной угловой скоростью и мощностью на выходном валу редуктора.

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования. Представленные в книге различные конструктивные решения можно использовать для создания графической базы данных, используемой при проектировании.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Определим мощность на выходном валу привода.

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где:  

- коэффициент полезного действия ременной передачи.=0,96

- коэффициент полезного зубчатой передачи.=0,97

 - коэффициент полезного действия муфты.=0,98

 -коэффициент полезного действия подшипников.=0,99

Определим требуемую мощность двигателя , кВт:

где   

- требуемая мощность рабочей машины, в кВт;.

- общий коэффициент полезного действия (КПД) привода;

Определить номинальную мощность двигателя , кВт:

 принимаем равной 4 кВт.

,где

 - требуемую мощность двигателя, кВт;

Выберем тип двигателя.

Принимаем тип двигателя 4А112МВ6 с синхронной частотой вращения 1000 об/мин.

Определим частоту вращения вала барабана.

Определим общее передаточное отношение и передаточное отношение привода.

Определение частоты вращения и угловую скорость валов привода.

Определим крутящие моменты на валах привода.

. Расчет зубчатых колес редуктора

Для шестерни сталь 45, термообработка- улучшение HB230. Углеродистая сталь. Для зубьев на 30 меньше (HB 200).

Допускаемые контактные напряжения.

коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию равную 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

где

 - межосевое расстояние, мм

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса.

- предварительный угол наклона.

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

где

 - делительный диаметр шестерни косозубой передачи.

 - делительный диаметр колеса косозубой передачи.

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса =мм

Ширина колеса  = +5мм=64+5=69мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Проверка контактных напряжений по формуле:

,44 Н/мм² 9Н/мм²

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная:

Н

Радиальная:

Н

Осевая:

Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

где

Y_F- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев .

 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Здесь коэффициент нагрузки

У шестерни:

У колеса:

где

 - число зубьев шестерни:

 - число зубьев колёс:

При этом Y_F1 =3,84

Y_F2 =3,60

Допускаемое напряжение по формуле:

Для стали 45 улучшенной при твердости HB≤350 =1.8 HB

Для шестерни  =

Для колеса =

Допускаемые напряжения:

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношения

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты  и

где

 - действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия еи 8-ой степени точности =0,75.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Н/мм²<237 Н/мм²

Условие прочности выполнено.

. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении  по формуле:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремнем

Диаметр выходного конца вала.

. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня будет выполнена за одно целое с валом.

=56,33 мм

 мм

мм

Колесо кованое.

 мм

 мм

 мм

Диаметр ступицы.

Длина ступицы.

, принимаем =70 мм.

Толщина обода , принимаем

Толщина диска С= 0,3

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки.

, принимаем  (так как \

, принимаем.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки.

Верхний пояс корпуса и пояс крышки:

Нижний пояс корпуса:

,

принимаем Р=20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментальных:

=, принимаем болты с резьбой М20.

, принимаем М16 .(крепящие крышку к корпусу у подшипником).

Соединяющие крышку с корпусом:

, принимаем болты М12.

6. Расчёт ременной передачи

Расчет начинают с выбора сечения ремня по заданному номинальному моменту.

Исходные данные: N=4 кВт

n₁=1000 об/мин.

n₂ (ведущий вал)=500 об/мин.

Принимаем

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения.

Находим диаметр D₂ ведомого шкива, приняв относительное скольжение е=0,015.

е)=

Пересчитываем:

об/мин.

Принимаем

Определяем межосевое расстояние а: его выбирают в интервале:

Принимаем близкое к среднему значению.

А=600 мм.

Расчетная длина ремня определяется по формуле как и в случае плоскоременной передачи:

Ближайшая по стандарту длина L=2000 мм.

Вычисляем:

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L по формуле:

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность обеспечить возможность уменьшения а на , чтобы облегчить надевание ремней на шкив.

Для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на

Для рассматриваемого примера необходимые перемещения составлять:

В меньшую сторону:

В большую сторону:

Угол обхвата меньшего шкива:

Скорость:

м/с.

Величина окружного усилия , передаваемого одним клиновым ремнем сечения А, при

I=2

D=160 мм

L₀=2000 мм

х=4 м/c

(на один ремень).

Здесь:

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня.

Расчетная длина L=2000= L₀, то

Коэффициент режима работы, при заданных выше условиях

Н

Окружное усилие.

Н

Расчетное число ремней.

Напряжение от предварительного натяжения:

Н/мм

Предварительное напряжение каждой ветви ремня.

Н

Рабочее натяжение ведущей ветви.

Н

Усилие на валы:

H

Q=1312 H

7. Первый этап компоновки редуктора

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии а = 160 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня вы- полнена за одно целое с валом, её размеры: d₁ = 56,33 мм, d₂ = 263,67 мм, b₁ = 69 мм. Размеры колеса d₁ = 61,33 мм, d₂ = 268,67 мм, b2 = 64 мм

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между ступицей и внутренней стенкой корпуса А = 1,2. 8= 9,5 мм;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники 405 и 409 тяжелой серии ГОСТ 8338 - 75; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d₁ = 30 мм и d₂ = 50 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Смазка будет производмться путем разбрызгивания. Измерением находим расстояния на ведущем валу l =70 мм и на ведомом l =88 мм. Толщина фланца = 1,2 = 1,2 * 7 = 8,4 мм, примем 8 мм. Высоту головки болта примем 0,7d = 0,7*10 = 7 мм.

. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

Р=2713Н

L=82мм

В плоскости XZ

В плоскости YZ

Проверка.

Суммарные реакции.

Подшипники d=30мм

                    D=62 мм

                    С=28,6 кН

                    С₀=20,4 кН

                    B=21 мм

Эквивалентная нагрузка по формуле:

в которой радиальная нагрузка

(Fa=Pa)

Расчетная долговечность, часов.

. Второй этап компоновки редуктора

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l =70 мм. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами;

в) переход вала 25 к присоединительному концу 20 мм выполняем на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала.

б) отложив от середины редуктора расстояние l =88 мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) откладываем расстояние l =70 мм и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

г)Переход от 45мм к 40 мм смещаем на 2 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие звёздочки к внутреннему кольцу подшипника.

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Зазор между торцом вала и шайбой 2 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 мм меньше длин ступиц.

. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки по ГОСТ 25347-82.

Зубчатого колеса на вал.-

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала.- k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Крышек подшипников.-

Валов и сквозных крышек под уплотнения.-

Ведомого вала и распорного кольца.-

Ведущий вал под муфту.- h6

Шпонок .-

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях = 383,9 МПа и скорости v = 3,97 м/с. Принимаем масло индустриальное И-ЗОА (по ГОСТ 20799-75).

. 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 шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 С;

В ведомый вал закладывают шпонку 18*11*70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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

В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые уплотнения. 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 её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и фонарный маслоуказатель.

Заливают в корпус 1 л. масла 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. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М.:Высш. шк., 1985-416с., ил.)

. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н.