Проектирование электромеханического привода с коническим редуктором
КУРСОВАЯ
РАБОТА
“Проектирование
электромеханического привода с коническим редуктором”
Содержание
Введение
.
Кинематический и силовой расчет привода
.
Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя
.
Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
.
Расчет конической передачи
.
Ориентировочный расчет валов и предварительный подбор подшипников
.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
.
Расчет выходного вала на усталостную прочность
.
Расчет долговечности подшипников
.
Расчет шпоночных соединений
.
Выбор смазки редуктора
Заключение
Литература
привод электродвигатель редуктор
Введение
Редуктор - механизм, который состоит из
червячных или зубчатых передач. Редуктор служит для передачи вращения от вала
двигателя к валу рабочей машины.
Редуктор предназначен для понижения угловой
скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают
элементы передач - валы, подшипники, зубчатые колеса и т.д.
Редукторы классифицируют по признаку: типу
передач, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов
редуктора в пространстве, особенностям кинематической схемы.
Цилиндрические передачи могут иметь колеса с
прямыми, косыми или шевронными зубьями. Валы монтируют на подшипниках качения
или скольжения. Передаточное число U=2…8.
Конические передачи передают движение между
валами, оси которых пересекаются под углом (обычно 900). Передаточное число
U=2…5. Конические передачи могут иметь прямые, косые или криволинейные зубья.
Червячные передачи применяются для передачи между
валами, оси которых перекрещиваются. Передаточное число U=10…60. С увеличением
передаточного числа - уменьшается КПД.
1. Кинематический и силовой расчет
Общее передаточное отношение редуктора
определяется по зависимости
Частота вращения первого (входного)
вала
Частота вращения второго (выходного)
вала
Определим числа зубьев шестерни и
колеса
= 22 - 9×lgU
принимаем, Z1 = , тогда
= Z1 ∙ U
принимаем, Z2 =
Фактическое передаточное отношение
Определим вращающие моменты на валах
редуктора:
на выходном 
на входном 
. Расчет потребной мощности и выбор
электродвигателя
Мощность на выходном валу редуктора
Расчетная мощность электродвигателя
По заданной частоте вращения nдвиг.
и расчетной мощности выбираем двигатель 
Э с к и з д в и г а т е л я
Габаритные размеры выбранного
двигателя:
. Выбор материала и расчет
допускаемых напряжений
Зубчатые колеса цилиндрических
передач изготавливают из стали и подвергают термическому упрочнению. Марку
стали выбирают в зависимости от назначаемой твердости НВ.
Твердость стали определим по
зависимости
Принимаем Сталь , термообработка
твердость - НВ
Допускаемые контактные и изгибные
напряжения определяются по зависимостям: 
; 
;
где 
- предел контактной и изгибной
выносливости, МПа;
= 1,8 HB , МПа , SF - коэффициенты
запаса контактной и изгибной выносливости;
= 1,1; SF =1,75
, KFL - коэффициент долговечности.
где NHO, NFO - базовое число циклов
= 30 (HB)2.4 циклов= 4 ∙ 106
циклов
- фактическое число циклов
нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации
суммарное время работы передачи в
час.
= 365 ∙ L∙ Kгод ∙
Ксут час.S = 60 ∙
цикл
=
1 ≤ KHL ≤ 2,4= 
1 ≤
KFL ≤ 2,0
Принимаем KHL = 1; KFL = 1
МПа;
. Расчет конической передачи
Расчет конической передачи начинаем
с определения предварительного внешнего делительного диаметра шестерни:
мм
где КН = 1,2 - коэффициент нагрузки.
Предварительный модуль зацепления
равен
мм
Принимаем по ГОСТ mе = мм
Диаметры внешней делительной
окружности шестерни и колеса:
de1 = me × z1 = мм=
me ×
z2 = мм
Углы делительного конуса равны:
для колеса;
d2
=аrctgU =
для шестерни:
d1
= 900 - d2 =
Внешние диаметры выступов шестерни и
колеса:
dae1 = de1+2×m×cosd1 = мм 2 = de2+2×m×cosd2 = мм
Внешнее конусное расстояние:
мм
Расчетная ширина зацепления колес
= 0,285×Re = мм,
принимаем b = мм
Внешняя высота зуба: he = 2,2×mе = мм
Высота головки зуба: hae = me = мм
Проверочный расчет передачи
Рабочие напряжение на контактную выносливость:
Мпа
sН
= МПа < [s]H
= МПа
Условие контактной выносливости
выполняется.
Рабочее напряжение и условие
изгибной прочности
где КF - 1,3 - коэффициент
нагрузки;- коэффициент формы зуба:
Условие изгибной прочности
выполняется
Усилия в зацеплении:
При передаче вращающего момента в
зацеплении возникают силы:
окружная сила
= н
радиальная и осевая силы равны:
Fr2 = Fa1 =
Ft1 ×
tga × cos d2 = H=
Fr1 = Ft1 ×
tga × cos d1 = H
5. Ориентировочный расчет валов и
предварительный подбор подшипников
Предварительный диаметр консольных
участков входного и выходного валов рассчитываем из условия прочности на
кручение по заниженным касательным напряжениям
где [s] = 20…30 МПа - допускаемое касательное
напряжение.
Ведущий вал:
дв
= мм, принимаем dВ1 = мм
Назначаем
диаметр вала под уплотнение: dу = мм
Принимаем
уплотнение манжетного типа с размерами
´ D ´ h =
Диаметр
резьбы под гайку: 
мм
Диаметр
вала под подшипник: dП1 = 
мм
Подшипники
роликовые конические легкой серии №
с
размерами
х
D х T
Ведомый
вал:
Диаметр
вала под манжетное уплотнение dУ2 = 
мм
х
D х h =
Диаметр
вала под подшипник dП2 = 
мм
Подшипники
роликовые конические №
х
D х Т =
Диаметр
вала под колесо dК2 = 
мм
.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина
стенки корпуса и крышки:
d = 0,05×Re +1 =
мм
Принимаем
d ≥ 8
мм
Толщина
фланца крышки:
d1 = 1,5×d = мм
Толщина
нижнего пояса корпуса:
d2 = 2,35 × d = мм
Принимаем
d2 = мм
Диаметр
фундаментных болтов:
=
0,072 × Re +10= мм
Принимаем
болты с резьбой М
Диаметр
болтов у подшипников:= 0,6 ×
d1 = мм
принимаем
болты с резьбой М
Диаметр
болтов соединяющих крышку и корпус:
=
0,5 × d1 = мм
принимаем
болты с резьбой М
.
Конструктивные размеры колеса
Основные
элементы конического колеса:
диаметр
ступицы
ст
= 1,6 × dК2 = мм,
длина
ступицы колеса
ст
= (0,8 ÷
1,5
)dК2 = мм;
толщина
обода колеса
О = (2,5 ÷ 3)m = мм;
толщина
диска колеса
С
= 0,3 b = мм, принимаем С = мм;
диаметр
диска колеса
мм
.
Расчет выходного вала на усталостную прочность
Расчет
ведется в наиболее опасном сечении, которое определяется по эпюре моментов. Для
их построения определим реакции в опорах для каждой плоскости.
Действующие
нагрузки:
=
H, Fr2 = H, Fa2 = H= мм; l2 = мм; 
Вертикальная
плоскость Аху. Действующие нагрузки: Fr2 и Fa2.
Определим
реакции в опорах:
;
Проверка:
Рассчитываем
изгибающие моменты МZ и строим эпюру:
В
сечении Х1 : 0£ х1 £ l1
= 0 Þ MZ1 = 0= l1
Þ 
В
сечении Х2 : 0£ х2 £ l2
= 0 Þ My = 0= l2 Þ 
Горизонтальная
плоскость Аxz. Действует сила 
.
Определим
реакции в опорах:
Изгибающие
моменты:
В
сечении Х1 : 0£ х1 £ l1
= 0 Þ MY1 = 0= l1
Þ 
В
сечении Х2 : 0£ х2 £ l2
= 0 Þ Mz = 0= l2 Þ 
Суммарный
изгибающий момент равен:
Плоскость
Аух. Действует момент 
Н×мм
Анализ
эпюр показывает, что наиболее опасным с точки зрения усталостной прочности
является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действует наибольший
изгибающий момент МS = Н×мм и
крутящий момент 
Н×мм.
Рассчитываем
коэффициент запаса усталостной прочности:
s -1 , t -1 - предел выносливости при
симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений, s -1 » 0,43 × sв
где
sв - предел
прочности материала (Сталь 35 , sв
= 570 МПа)
s -1 = 0,43× 570 = 246
МПа
t -1 = s -1 × 0,58 = 246 × 0,58 = 142
МПа
Кs , Кt - эффективный коэффициент
концентрации нормальных и касательных напряжений.
Кs = 0,9+0,0014×sв = 0,9 +
0,0014 ∙ 570 = 1,698
Кt = 0,6+0,0016×sв = 0,6 +
0,0016 ∙ 570 = 1,512
es , et - коэффициент, учитывающий
масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений:
es = 0,984 -
0,0032 dk2 =
et = 0,86 -
0,003 dk2 =
ys = 0,2 yt = 0,1
b = 0,9 -
коэффициент шероховатости;
sа , tа - амплитуда нормальных и
касательных напряжений.
где
WO - осевой момент сопротивления- полярный момент сопротивления
s = 
; 
Условие
усталостной прочности выполнено, т.к n = > [n] = 2.5
.
Расчет долговечности подшипников
В
опорах выходного вала установлены роликовые конические подшипники с
динамической грузоподъемностью С = Н;
Факторы
нагрузки: е = ; У =
Расчетная
долговечность подшипников
, час
где
-
приведенная нагрузка на опоры
= (Х×V×R+Y×S)×Kб×КТ , Н
=
1 - коэффициент вращения кольца;
Кб
= 1,4 - коэффициент безопасности;
КТ
= 1 - температурный коэффициент;- радиальная нагрузка;
-
осевая нагрузка.
Для
определения осевой нагрузки определим осевые составляющие радиальных реакций
опор
В = SrB = НА
= SrВ + FA = Н
,
Y - коэффициенты осевой и радиальной нагрузки, которые определяются в
зависимости от соотношения: Si / V Ri
Правый
подшипник
<
е = ; Х = 1; У = 0
РА
= Н
Левый
подшипник
>
е = ; Х = 0,4 ; У = 1,45
= Н;
= Н
Рассчитываем
долговечность наиболее нагруженного подшипника:
= >
t S = час
Расчетная
долговечность подшипников удовлетворяет условиям работы, т.к. превышает
заданный ресурс привода.
.
Расчет шпоночных соединений
Проверяем
шпоночные соединения выходного вала на смятие, принимая допускаемое напряжение
на смятие при стальной ступице равным - [s]см
= 120 МПа.
консольный
участок выходного вала Æ мм
шпонка
b ´ h ´ l = мм,
t1 = мм
участок
выходного вала под колесом Æ
мм
шпонка
b ´ h ´ l = мм.
, t1 = мм
Твых
= Нм
Напряжение
смятия и условие прочности
МПа
МПа
Условие
прочности на смятие выполняется.
Напряжение
среза и условие прочности
МПа; МПа
Условие
прочности на срез выполняется, так как 
.
Выбор сорта масла
Смазывание
зубчатых 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 КПД редуктора.
Смазка
конического колеса осуществляется окунанием в масло, зали- ваемое внутрь
корпуса.
Зубья
конического колеса погружают в масло на всю длину.
Объем
масляной ванны принимаем из расчета ~ 0,5 - 0,8 л масла на 1 КВт передаваемой
мощности.
М
= (0,5 ÷ 0,8) × Рдв =
л.
Сорт
масла определим по кинематической вязкости, которую рассчитываем в зависимости
от окружной скорости:
и
контактного напряжения, МПа
Рекомендуемая
вязкость масла - 
= ∙
10-6 м2 /с.
По
данной вязкости назначаем масло марки
Заключение
Перед
сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой
краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора,
начиная с узлов валов.
На
ведущий вал устанавливаем мазеудерживающее кольцо, конические роликовые
подшипники (предварительно нагретые в масле до 90 - 100О) с распорной втулкой,
закрепляют шлицевой гайкой с шайбой. Весь подшипниковый узел устанавливают в
стакане.
На
ведомый вал одеваем шпонку и колесо, распорную втулку и подшипники и
подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100О.
Собранные
валы размещаем в основании корпуса и надеваем крышку корпуса, покрывая
предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку
устанавливаем на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты.
Устанавливаем
крышки подшипников и закрепляем их болтами. При этом осуществляем регулировку
подшипников и конического зацепления с помощью набора регулировочных прокладок,
установленных под фланцы крышек подшипников.
Закрываем
пробкой маслоспускное отверстие и вставляем маслоуказатель. Заливаем масло и
закрываем крышку смотрового окна, закрепив ее винтами.
Собранный
редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде в течение 3-х часов при
частоте вращения входного вала n = 1000 об/ мин без нагрузки.
Литература
Дунаев
П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин». М, Высшая школа,
2010, 426 с.
Киркач
Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин», Харьков,
«Основа», 2011, 230 с.
Чернавский
С.А., Ицкович Т.М. и др. «Проектирование механических передач». М.,
Машиностроение, 2008, 460 с.