Редуктор электромеханического привода Ц-1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство науки и образования Российской Федерации

Поволжский Государственный Технологический Университет

Кафедра ТТМ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе по дисциплине: «Основы проектирования»

Редуктор электромеханического привода Ц-1

Выполнил: студент гр. МС-31

Григорьев Р.Ю

Консультировал: к.т.н., доцент

Осипов В.И.

Йошкар-Ола 2017г.



• Оглавление
• 1. Кинематический расчёт привода
• 1.1 Выбор передаточных чисел
• 1.2 Определение частот вращения
• 1.3 Общий КПД привода
• 1.4 Расчёт мощности электродвигателя
• 1.5 Выбор электродвигателя
• 1.6 Уточнение передаточных чисел привода
• 1.7 Определение вращающих моментов на валах
• 1.8 Выбор материалов
• 2. Эскизный проект
• 2.1 Расчёт цилиндрической передачи
• 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений, напряжений изгиба
• 2.3 Проектный расчет на прочность по сопротивлению усталости при действии контактных напряжений
• 2.4 Проверка статической прочности при перегрузке
• 2.5 Расчет диаметров валов
• 2.6 Расстояние между деталями передач
• 2.7 Толщина стенки редуктора
• 2.8 Конструирование крышек подшипников
• 2.9 Крепление крышки редуктора к корпусу
• 2.10 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора
• 2.11 Оформление прочих конструктивных элементов корпусных деталей
• 2.12 Крышки люков
• 2.13 Выбор смазочных материалов и системы смазывания
• 2.14 Выбор типа подшипника
• 2.15 Подбор шпонок
• 2.16 Выбор уплотнений
• 2.17 Выбор крепежных элементов
• 2.18 Выбор муфты
• 3. Технический проект
• 3.1 Расчет вала по критериям работоспособности
• 3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов с определением наиболее напряженных участков вала
• 3.3 Определение опасных сечений
• 3.4 Расчет моментов сопротивления изгибу и кручению
• 3.5 Расчет напряжений
• 3.6 Расчет коэффициентов концентраций напряжений
• 3.7 Расчет коэффициентов пределов выносливости
• 3.8 Расчет запасов сопротивления усталости
• 3.9 Проверка статической прочности
• 3.10 Расчет на жесткость
• 3.11 Расчет на колебания
• 4. Расчет подшипников качения
• 5. Расчет шпоночного соединения
• 6. Расчет болтового соединения
• 7. Расчет соединения с гарантированным натягом
• Рабочая документация
• Техническое описание привода
• Порядок сборки привода, выполнение необходимых регулировочных работ
• Техническое обслуживание привода
• Список используемой литературы

• 1. Кинематический расчёт привода
• редуктор привод электродвигатель напряжение
• По техническому заданию №Ц-2 следует разобрать проектно-конструкторскую документацию на изделие индивидуального производства «Редуктор электромеханического привода». При этом шумность, тепловыделение и вибрация - понижены. Характер нагрузки - переменная спокойная. Окружающая среда - не регламентирована. При выключении имеет свободный выбег.
• Привод состоит из одноступенчатого цилиндрического редуктора с ременной передачей, муфтой и электродвигателем.

1-электродвигатель

2-ременная передача

3-редуктор

4-муфта

Определение общего передаточного числа:

= 3000 мин^-1 - быстроходные = = = 42,85 [2, стр.8]

= 1500 мин^-1

=1000 мин^-1

= 750 мин^-1 - тихоходные

где - частота вращения вала электродвигателя

- число оборотов вала привода = 70 мин^-1

U_общ-общее передаточное число.

1.1 Выбор передаточных чисел

* => [2, стр.8]

По [2,т.1.3, стр.7] выбираем передаточное число U₂-передаточное число цилиндрического редуктора.

= =14,28

= =7,14

= =4,76

= =3,57

В техническом задании указана пониженная шумность, следовательно выбираем = 3,57



1.2 Определение частот вращения

После определения передаточных чисел ступеней привода вычисляют частоты вращения. Исходя из пониженной условии шумности и вибрации выбираем:

=*= 250*3 = 750 мин^-1 - частота вращения электродвигателя;

=*= 70*3,57 = 250 мин^-1 - частота вращения на цилиндрической передаче;

мин^-1 - частота вращения тихоходного вала цилиндрического редуктора;

мин^-1 - частота вращения вала привода;

1.3 Общий КПД привода

где

- КПД ременной передачи = 0,95

- КПД цилиндрической передачи = 0,97

- КПД муфты соединительной = 0,98

1.4 Расчёт мощности электродвигателя

= = 4485 -мощность на выходном валу;

= = 4623 - мощность на входном валу;

= = 4866 ? 4,9 - мощность электродвигателя.

1.5 Выбор электродвигателя

Имея n= 750 мин^-1 и P = 4,9 по [2,т.24.9,с.459] выбираем электродвигатель АИР 132M8 ТУ 16-525.564-84

Мощность электродвигателя . Частота вращения =712 мин^-1

Основные габаритные и присоединительные размеры:

Тип двигателя	Число полюсов	Габаритные размеры, мм	Установочные и присоединительные размеры, мм	Масса двигателя, кг
		l30	h31	d30	l1	l10	l31	d1	d10	b1	b10	h	h1	h10	82
АИР 132М	8	498	285	288	80	178	89	38	12	10	216	132	8	13

1.6 Уточнение передаточных чисел привода

Зная частоту вращения электродвигателя, можно узнать конечное значение общего передаточного числа:

= = = 10,17 [2, стр.8]

Принимаем =3.6, Уточняем передаточное число ременной передачи:

= = 2,82

1.7 Определение вращающих моментов на валах

, где - передаточное число редуктора;

, где -передаточное число ременной передачи.

1.8 Выбор материалов

Сталь конструкционная - для валов, шестерни и колеса.

Чугун - для изготовления корпуса редуктора, муфт.



2. Эскизный проект

2.1 Расчёт цилиндрической передачи

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Широкое распространение в условиях индивидуального производства дают технологические преимущества материала при H?350 HB. Марка стали должна быть одинакова для колеса и шестерни. Исходя из этого мы выбираем материал для:

· Шестерни:

Материал - Сталь 45. Назначаем термическую обработку шестерни - улучшение. [2, таб.8.7, стр.170]

Твердость зубьев: на поверхности 241-285 HВ. [1, таб.8.7, стр.170]

Предел текучести: у_T = 580 МПа. [1, таб.8.7, стр.170]

Предел прочности: у_в =850 МПа. [1, таб.8.7, стр.170]

· Колеса:

Материал - Сталь 45. Назначаем термическую обработку колеса - улучшение. [1, таб.8.7, стр.170]

Твердость зубьев: на поверхности до 192-240 HB. [1, таб.8.7, стр.170]

Предельное напряжение у_T = 450 МПа. [1, таб.8.7, стр.170]

Предел прочности: у_{в =} 750 МПа. [1, таб.8.7, стр.170]

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений, напряжений изгиба

Допускаемые контактные напряжения

[у]_H = ([у]_Hlim/S_H) * Z_N

Предел контактной выносливости [у]_Hlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (HB_ср или HRC_{э ср}) на поверхности зубьев. [1, таб.8.8, стр.176]

Средняя твердость поверхности зубьев для выбранного материала шестерни равна 263 HB. [1, таб.8.7, стр.170]

Средняя твердость поверхности зубьев для выбранного материала колеса равна 216 HB. [1, таб.8.7, стр.170]

Для выбранной марки стали и ТО шестерни:

[у]_{Hlim 1} = 2HB_ср + 70 = 2•263 + 70 = 596 МПа.

Для выбранной марки стали и ТО колеса:

[у]_{Hlim 2} = 2HB_ср + 70 = 2•216+ 70 = 502 МПа.

Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно закаленных) S_H = 1,1; [1, таб.8.8, стр.176]

Для выбранной ТО шестерни (улучшение) принимаем S_{H 1} = 1.1.

Для выбранной ТО колеса (улучшение) принимаем S_{H 2} = 1.1.

Базовое число циклов N_HG определяются в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев [1, таб.8.8, стр. 176]

N_HG=30HB_ср^2,4 ? 12*10⁷; [1, стр.177]

Для шестерни

N_{HG 1} = 30•263^2,4 =19 • 10⁶ шт.

Для колеса

N_{HG 2} = 30•216^2,4 =12 • 10⁶ шт.

Ресурс N_Hi передачи в числах циклов переменыx напряжений при частоте вращения n, мин^-1, постоянном режиме нагрузки и времени работы t, час:

N_Hi = N_k = 60сnt; [1, стр.178]

где c - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

Время t (в ч) работы передачи 8000 ч. [задан в техническом задании]

Число зацеплений c для колеса и для шестерни в данном случае равно 1.

Для шестерни:

N_{Hi ш} = Nk _ш = 60 • 1 • 250 • 8000 = 120 • 10⁶

Для колеса:

N_{Hi кол} = N_{k кол} = 60 • 1•70•8000 = 33,6 • 10⁶

Число циклов [1, стр.181]

Режим нагружения - постоянный [1, рис 8.42, стр.180]

Величина при n=const для типовых режимов нагружения приведены в таб. 8.9 [1,таб.8.9, стр.181]

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент Z_N (коэффициент долговечности) учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач (при.

Z_N= при условии 1 ? Z_N ? Z_Nmax [1, стр. 177]

Принимаем: Z_{N ш} = 1

Z_{N кол} = 1

Допускаемые контактные напряжения:

· Для шестерни:

=541,8 МПа. [1, таб.8.8, стр.176]

· Для колеса:

[у]_H2 = = 456,3 МПа. [1, таб.8.8, стр.176]

Принимаем допускаемое напряжение:

[у]_H =

Определение напряжений изгиба

Предел выносливости [у]_Flim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам [1, таб.8.8, стр.176]

Принимаем для выбранной марки стали и ТО (Сталь 45У, улучшение) шестерни:

[у]_{Flim 1} =1,8 HB_ср = 1,8 • 263=473,4 МПа.

Для колеса (Сталь 45У, улучшение)

[у]_{Flim 2} = 1,8 HB_ср = 1,8 • 216 = 388,8 МПа.

Коэффициент безопасности для улучшенных зубчатых колес:

Для шестерни (улучшение) S_{F 1} = 1,75; [1, таб.8.8, стр.176]

Для колеса (улучшение) S_{F 2} = 1,75; [1, таб.8.8, стр.176]

Коэффициент Y_A учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1.

Y_A = 0,7…0,8 - реверсивная нагрузка.

Так как в проектируемой передаче планируется односторонняя нагрузка, то с учетом ТО принимаем:

для шестерни (улучшение) Y_{A 1} = 1; [1, стр.182]

для колеса (улучшение) Y_{A 2} = 1; [1, стр.182]

Режим нагружения - постоянный [1, рис 8.42, стр.180]

Коэффициент выбираем по таб. 8.9

1; [1, таб. 8.9, стр.181]

Эквивалентное число циклов :

Для шестерни:

[1, стр.182]

Для колеса:
[1, стр.182]

Коэффициент долговечности Y_N учитывает влияние ресурса:

Y_N= при условии 1 ? Y_N ? Y_Nmax; [1, стр.182]

Число циклов, соответствующее перегибу кривой усталости, N_FG= 4 • 10⁶. [1, стр.182]

принимаем

[1, стр.182]

[1, стр.182]

Допускаемые напряжения изгиба

Для шестерни:

[у]_F1 = . [1, стр.182]

Для колеса:

[у]_F2 = [1, стр.182]

Предельное допускаемое контактные напряжение при улучшении:

[1, стр.183]

Предельно допускаемое напряжение изгиба:

[1, стр.183]

?Flim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба [1,т. 8.8, с.176] YNmax - максимальная величина коэффициента долговечности;

kst - коэффициент учета частоты приложения пиковой нагрузки (Т пик), Kst - 1.3; Sst - коэффициент запаса прочности рекомендуется назначать Sst - 2.

2.3 Проектный расчет на прочность по сопротивлению усталости при действии контактных напряжений

Для стальных косозубых K_d =680МПа [1, стр.142]

определяем по графику [1, стр.136]

коэффициент влияния ширины колеса [1, таб. 8.4, стр.143]

Выбор числа зубьев.

Коэффициент смещения у косозубых передач X₁ =0; Х₂=0[1, таб.8.6,стр. 150]

Предварительно угол наклона зубьев принимаем

число зубьев колеса тихоходного вала

Число зубьев вала-шестерни

минимальное число зубьев [1, стр. 150]

Определение модуля зацепления.

Для расчета угол наклона зубьев берем 10

мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем модуль [1, таб. 8.1, стр.122]

Расчет межосевого расстояния.

Межосевое расстояние для нестандартных редукторов округляют по ряду: Ra40:

[1, стр.143]

Уточняем угол наклона зубьев.

Расчет размеров передачи.

Делительные диаметры:

Шестерни: мм; [1, стр.151]

Колеса: [1, стр.151]

Проверка: a_w = (65,24+234,8)/2=150,02 мм; [1, стр.145]

Ширина передачи:

b = ш_bd • d₁; [1, стр.145]

b = 1.2 * 65.24 = 78.28 мм.

Принимаем значение ширины: b = 78 мм.

Расчет окружной скорости.

Окружную скорость , м/с, вычисляют по формуле:

= 0,85 м/с [1, стр.189]

Степень точности зубчатой передачи назначают по таб. 8.2 [1, табл. 8.2, стр. 125]

При окружной скорости 0.85 м/с (что меньше 10 м/с) выбираем степень точности 8. (передачи общего назначения, не требующие особой точности)

Определение коэффициентов.

Концентрация нагрузки и динамические нагрузки различно влияют на прочность по контактным и изгибным напряжениям. Соответственно различают K_H = K_Hб K_Hв K_Hн - в расчетах по контактным напряжениям и K_F = K_Fб K_Fв K_Fн - в расчетах по напряжениям изгиба. [12, стр.133]

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

K_Hб=1+0,06(8-5) = 1,18 [1, стр.133]

В расчетах на прочность по изгибам полагают K_Fб = K_Hб = 1,18

Коэффициент K_Hн и K_Fн принимают по табл. 8.3 в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей:

K_Hн =1,02; [1, таб. 8.3, стр.138]

K_Hн - коэффициент, учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса

K_Fн = 1,04; [1, таб. 8.3, стр.138]

K_Fн - коэффициент, учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса

Коэффициент K_Hв и K_Fв определяем по графику на стр. 136

K_Hв = 1,06; [1, рис. 8.15, стр.136]

K_Fв = 1,13; [1, рис. 8.15, стр.136]

K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

K_H = K_Hб K_Hв K_Hн =1,18*1,06*1,02 = 1,27

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

K_F = K_Fб K_Fв K_Fн = 1,18*1,13*1,04 = 1,38

Расчет коэффициента торцевого перекрытия.

Для нефланкированных передач без смещения для косозубых
[1, стр.154]

Z_Hв - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям

[1, стр.156]

Проверочный расчет на сопротивление усталости по контактным напряжениям.

[1, стр.156]

модуль упругости материалов; [1, стр.220]

Для стали

вращающий момент двигателя

коэффициент нагрузки на контактную прочность

делительный диаметр шестерни

Принимаем ширину:

· Колеса:

b₂ = b_w =78 мм

· Шестерни:

b₁ = b₂+(4…6мм)=78+4=82мм

Недогрузка ступени редуктора по контактным напряжениям составляет:

Силы в зацеплении.

В косозубой передаче нормальную силу F_n раскладывают на три составляющие:

· Окружная сила:

F_t = 2*T₂/d₁; [1, стр.155]

F_t = 2*175,3 Н*м/0,06524 м= 5374 Н;

· Радиальная сила (для стандартного угла б=20^o tgб=0,364);

F_r = F_t*tgб/cosв; [1, стр.155]

F_r = 5374 Н*0.364/cos16,6^o = 2041,9 Н;

· Осевая сила:

F_a = F_t*tgв; [1, стр.155]

F_a = 5374 Н • tg16,6^o = 1601,45 Н;

Число зубьев эквивалентного колеса:

; [1, стр.152]

Коэффициент формы зуба:

; [1, стр.147]

; [1, стр.147]

Определение расчетного зуба:

Зуб колеса слабее (

Проверочный расчет на усталостную прочность по напряжениям изгиба.

- Коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба:

; [1, форм.8.34, стр.157]

- Коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки:

; [1, стр.157]

Расчет выполняют по аналогии с прямозубыми передачами с учетом увеличения прочности косозубых передач. Для проверочного расчета [1, стр.156]

2.4 Проверка статической прочности при перегрузке

Максимальное контактное напряжение ?_Нmax при перегрузке моментом Т_пик можно выразить через известное напряжение ?_Н

_max; [1, форм. 8.72, стр.183]

=1,6

расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев [1, стр.179]

_max - предельное допускаемое напряжение.

Максимальное напряжение изгиба:

_; [1, форм. 8.73, стр.183]

- напряжение и момент при расчете на усталость;

- предельно допускаемое давление.



2.5 Расчет диаметров валов

Предварительные значения диаметров различных участков стандартных валов редуктора определяются по формулам:

1) Для быстроходного вала: ,[2, с.45 ] принимаем по таблице [2, таб.24.28 стр. 475] d=40 мм ;

Диаметр под подшипник: [2, с.45]

t-высота заплечика.

Принимаем d_П=50 мм;

Диаметр базы подшипника: ,[2, с.45] принимаем из ряда Ra40: d_БП=58мм; [2, таб.24.1, с.452], где: r-координата фаски подшипника.

2) Для тихоходного вала: ,[2, с.45] принимаем по таблице [2, таб.24.28 стр. 475] d=45 мм.

Диаметр под подшипник: ,[2, с.45]

t-высота заплечика.

Принимаем d_П=55 мм.

Диаметр базы подшипника: [2, с.45] принимаем из ряда Ra40: d_БП=65 мм; [2, таб.24.1, с.452], где: r-координата фаски подшипника.

Высоту t_цил(t_кон) заплечника, координату r фаски подшипника и размер f фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d, [1, стр. 46] (мм):

Для шестерни: Для колеса:

t_цил = 3,5 t_цил = 4

r = 2,5 r = 3

f = 1,2 f = 1,2

Диаметр вала под зубчатое колесо выбираем из ряда Ra40 [2, таб.24.1, с.452] следующее значение после диаметра под подшипник d_П=55 мм т. е.

d_К=56мм.

2.6 Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а» (мм) [2, c. 49]:

где L-расстояние между внешними поверхностями деталей передач, (мм).

Принимаем а=10 мм.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью червяка или колес для всех типов редукторов и коробок передач принимают:

[2, c.48]

2.7 Толщина стенки редуктора

Для редукторов толщину стенки вычисляют по формуле:

[2, c.289], принимаем.

где Т-вращающий момент на выходном (тихоходном) валу(Н•м);

Плоскости стенок, встречающихся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусами r и R:

[2, c.290], принимаем r=4мм.

[2, c.290], принимаем R=11мм.



2.8 Конструирование крышек подшипников

Материал для крышек назначаем - чугун марки СЧ15.

Выбираем привертный тип крышек подшипников [2, c.166].

Размеры крышек: [2, c.167]

Для быстроходного вала по таблице [2, c.167], определяем:

, d=8, z=4

Диаметр под подшипник D=90 мм.

Размеры других конструктивных элементов крышки:

; =90+4,2*8=123,6мм; С?d=8мм.

Для тихоходного вала по таблице [2, c.167], определяем:

, d=10, z=6

Диаметр под подшипник D=100 мм.

Размеры других конструктивных элементов крышки:

; =100+4,2*10=142мм; С?d=10мм.

2.9 Крепление крышки редуктора к корпусу

Назначаем крепление крышки редуктора к корпусу болтами.

Диаметр d(мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н•м) на выходном валу редуктора:

; [2,стр.297]

Принимаем d = 12 мм

2)Крепление опорной части редуктора [2, c.300],

· Диаметр болта крепления редуктора к раме:

Принимаем 16; d- диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора. Число z винтов принимают в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени:

Высота лапы: =1,5*16=24мм.

Принимаем [2, таб 17.1, стр.299]

Размеры конструктивных элементов:

· Ширина фланца:

; [2,стр.297]

· Расстояние от края фланца до середины отверстия:

; [2,стр.297]

· Расчет диаметра штифтов:

; [2,стр.300]

По ГОСТ 3128-70 выбираем штифт конический, исполнение 2, класс точности В:

d = 8 мм; [2,стр.480]

L = 30 мм; [2,стр.480]

2.10 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора

Из центра тихоходного вала проводим тонкой линией дугу окружности радиусом:

[2,стр.293]

Из центра быстроходного вала проводим дугу радиусом R_Б в качестве которого принимаем

мм. [2,стр.293]



2.11 Оформление прочих конструктивных элементов корпусных деталей

Для подъема и транспортирования крышка корпуса и редуктора в сборе применяют проушины, отливая их заодно с крышкой.

. [2, стр.303]

2.12 Крышки люков

Люки делаем прямоугольной и закрываем крышкой, изготовленным из стального листа, литым из чугуна. [2, стр.315]

L=130 мм.

. [2, стр.315]

. [2, стр.315]

Принимаем

. [2, стр.315]

.

Принимаем d=8 [2, стр.315]

Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалось пыл, под крышку ставим уплотняющие прокладки технической резины марки МБС толщиной 2 мм, привулканизированные к крышке.

2.13 Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Картерная система смазывания [2, с. 197]

При ??н=466 МПа и окружной скорости 0,85м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 34 мм2/c. [2, таб.11.1, с. 198]

Для рекомендуемой вязкости 34 мм2/c выбираем масло индустриальное И-Г-А-32. [2, таб.11.2, стр. 198]

Уровень погружения должен быть таким, чтобы в масло был погружен венец зубчатого колеса:

_мм. [2, стр. 198]

m - модуль зацепления

Рекомендуемое количество масла в ванне передаваемой мощности.

W=0,4?4,9=1,96л=1960 см3 [1, с. 226]

· Передаваемая мощность: Р=4,9 кВт

· Высота масляной ванны:

? =??/?????=1960?1000/97?333=61 мм

?_м=??4??=61?40=21мм

L=333 мм-длина ванны;

B=97 мм-ширина ванны,

а - зазор



2.14 Выбор типа подшипника

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин, для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего радиальные подшипники. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные. Примем подшипники легкой серии в связи с малым ресурсом работы привода и невысокими нагрузками.

· Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии. [2, стр.459]

Обозначение подшипника 210 ГОСТ 8338-75

Размеры подшипника: d=50мм; D=90мм; B=20мм; r=2мм; D_w=12,700мм

Грузоподъемность динамическая: C_r=32кН.

Грузоподъемность статическая: C_or=17,8кН.

· Для тихоходного вала выбираем подшипник легкой серии. [2, стр.459] Обозначение подшипника 211 ГОСТ 8338-75

Размеры подшипника: d=55мм; D=100мм; B=21мм; r=2,5мм; D_w=14,288мм

Грузоподъемность динамическая: C_r=33,2кН.

Грузоподъемность статическая: C_or=18,6кН.



2.15 Подбор шпонок

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. Назначаем призматические шпонки со скругленными концами по ГОСТ 23360-78 [2, таб.24.29, с.476]

· Хвостовик входного вала

При диаметре конца вала 40 мм выбираем шпонку со следующими параметрами [2, таб. 24.29, стр.476]:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

s = 0,4 мм;

t₁ = 5 мм;

t₂ = 3,3 мм.

l = 70 мм.

· Хвостовик выходного вала

При диаметре конца вала 45 мм выбираем шпонку со следующими параметрами [2, таб. 24.29, стр.476]:

b = 14 мм;

h = 9 мм;

s = 0,4 мм;

t₁ = 5,5 мм;

t₂ = 3,8 мм.

l = 70 мм.

· Ширину шпонки колеса выбирают по диаметру хвостовика выходного вала для удобства фрезерования.

b = 14 мм;

h = 9мм;

s = 0,4 мм;

t₁ = 5,5 мм;

t₂ = 3,8 мм.

l = 80 мм.

2.16 Выбор уплотнений

Применим манжеты резиновые армированные для валов из ГОСТ 8752-79.

· Для быстроходного вала [2, с.474]:

Тип исполнения 1.Размеры: d=50 мм; D₁=70мм; h₁=10мм.

· Для тихоходного вала [2, с.474]:

Тип исполнения 1.Размеры: d=55мм; D₁=80 мм; h₁=10мм.



2.17 Выбор крепежных элементов

Редуктор и электродвигатель крепятся к раме с помощью болтов[2, с.437], шайб[2, с.439] и гаек[2, с.439]. Крышки подшипников крепятся к корпусу с помощью болтов с шайбами.

Крепежные элементы Место крепежа	По ГОСТ 15521-70	По ГОСТ 6402-70	По ГОСТ 7796-70
Крепление крышек подшипников и колеса	-	d=10,2мм;s=b=2,5мм; d=8,2мм;s=b=2мм;	d=10мм; S=14мм; D=15,3мм; H=6мм; l=30мм; l0=30мм; d=8мм; S=12мм; D=13,1мм; H=5мм; l=25мм; l0=25мм;
Крепление крышек люков	-	-	d=8мм; S=12мм; D=13,1мм; H=5мм; l=14мм; l0=14мм;
Крепление крышки к корпусу	d=12мм;S=17мм;D=18,7мм;H=10мм;	d=12,2мм;s=b=3мм;	d=12мм; S=17мм; D=18,7; H=10мм; l=90мм; l0=30мм;

Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

Назначаем пробку с цилиндрической резьбой (б).

Размеры пробки:

d	D	D1	L	l	b	t1	S
M12x1,25	20	19,6	22	12	3	1,7	17

2.18 Выбор муфты

В целях понижения вибрации привода выбираем муфту, компенсирующую с торообразной выпуклой оболочкой по ГОСТ 20884-93

Определим расчетный вращающий момент:

T_к=k·T_ном=1,25·600=750?[Т_ном]=800 Н·м [2, стр. 334]

где: k-коэффициент динамической нагрузки

Присоединительные и габаритные размеры муфты:
d, мм	D, мм	L, мм	?, мм	m, кг
45	320	340	112	21,5

где d=45мм подобран по номинальному моменту выходного вала.

Допускаемое смешение:

-осевое: 3,6 мм;

-радиальное: 3,0 мм;

-угловое:1,30⁰.

Максимальный вращающий момент при кратковременной перегрузке: 2500 Н•м.

Коэффициент перегрузки: T_max/T=1.6.

Частота вращения: n=26 с^-1* 60=1560 мин^-1

Угол закручивания при номинальном вращающем моменте:

Динамический момент инерции: 0,21



3. Технический проект

3.1 Расчет вала по критериям работоспособности

Рассчитаем на прочность и жесткость тихоходный вал одноступенчатого цилиндрического редуктора, нагруженный вращательным моментом.

Исходные данные:

Т - вращательный момент на выходном валу Т = 612,2 Н*м

D_к - делительный диаметр колеса тихоходного вала D_к =234,8 мм

Окружная сила зацепления F_t = 5377 Н [стр.18]

Радиальная сила F_r = 2041,9 Н [стр.18]

Осевая сила F_a = 1601,45 Н [стр.18]

Дополнительная сила, действующая на валы от зубчатой муфты:

F_м= (0,2...0,5) *F_tм= 0.4 *5377 = 2150,8 Н [1, стр.317]

Материал Сталь 45. Назначаем термическую обработку колеса - улучшение.

Предел прочности а. [1,таб.8.7, стр.170]

Предел текучести . [1, таб.8.7, стр.170]

3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов с определением наиболее напряженных участков вала [1, c.318]

Построение эпюр изгибающих моментов.

3.3 Определение опасных сечений

Принимаем сечение А более опасным: концентратором напряжения являются галтельный переход и шпоночный паз. Выбираем изгибающий момент , т.к. он возрастает на этом участке вала.

3.4 Расчет моментов сопротивления изгибу и кручению

[2, c.187]

[2, c.187]

b=14 мм - ширина шпоночного паза

h=9 мм - высота шпоночного паза;

d=55 мм -диаметр вала под шпонку.



3.5 Расчет напряжений

На изгиб:

- нормальное напряжение [1,c.319]

На кручение:

- касательное напряжение [1, c.319]

3.6 Расчет коэффициентов концентраций напряжений

В качестве концентратора принимаем шпоночный паз выполненной концевой фрезой. По таб.15.2 принимаем:

; [1, таб.15.2,стр.321]

; [1, таб.15.2,стр.321]

Оцениваем величину масштабного фактора.

[1,стр.320]

[1,стр.320]При изгибе . При кручении величина увеличивается в 1,5 раза.

При изгибе:

;

При кручении: ; [1,стр.320].

;

и-коэффициенты, учитывающие размеры вала (масштабный фактор).

При изгибе ():

[1, с.320]

Рассчитываем величину масштабного фактора

[2, таб.22.2, стр.386]

R_a/R_z=4,6 => R_z=R_a*4,6=1.25*4.6=5,75 мкм

По ряду Ra₅ принимаем R_z = 6,3 мкм.

шероховатость поверхности вала.

Т.к >1, то:

- коэффициент, учитывающий качество поверхности при кручении [1,с.320]

Вычисляем коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении:

[1,c.320]

[1,c.320]

;1,78

- т.к. вал без поверхностного упрочнения

Шероховатость поверхности вала R_a=1,25 мкм



3.7 Расчет коэффициентов пределов выносливости

По ГОСТ 25.504 - 82 рекомендуют:

[2, стр.319]

0,5? [2, стр.319]

- коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

Пределы выносливости:

= 0,45?750 = 337.5 МПа. [1, ф.15.7, стр.319]

= 0,25?750= 187.5 МПа. [1, ф.15.7, стр.319]

и - пределы выносливости.

3.8 Расчет запасов сопротивления усталости

Запас сопротивления усталости при изгибе:

Запас сопротивления усталости при кручении:

3.9 Проверка статической прочности

Эквивалентное напряжение:

[1,ф.15.9,с. 322]

[1, ф.15.11, с. 323]

- коэффициент перегрузки

3.10 Расчет на жесткость [1, т.15.5, с. 324]

Полярный момент инерции поперечного сечения вала:

·10^-5 рад

·10^-5 рад

рад

рад

рад

условие выполняется.



3.11 Расчет на колебания [1,т.15.5,с. 324]

мм

мм

мм

[1,стр.323]

[y] ? y



4. Расчет подшипников качения

Определим ресурс подшипников качения тихоходного вала

Исходные данные:

Подшипники легкой серии шариковые радиальные однорядные

Подшипник «211 ГОСТ 8338-75»

d = 55 мм - диаметр внутреннего кольца

D = 100 мм - диаметр наружного кольца

В = 21 мм - ширина

С = 43,6 кН - динамическая грузоподъемность

С₀ = 25,0 кН - статическая грузоподъемность

n = 70 мин^-1 - частота вращения вала

F_t =5377 Н

F_б =1601,45 Н

F_r = Н

F_м = 2150,8 Н

Определение реакций в опорах подшипников:

В вертикальной плоскости:

?M_B=0; R_A120-F_R+F_a(234,8/2)

?Y=0; R_A-F_R+R_B =0

R_B= F_R - R_A = 2041,9- (-545,8) = 2587,7 Н

В горизонтальной плоскости:

?M_B=0; 120-F_t

= = 2688,5 Н

?Y=0; -F_t+=0

=F_t-- = 5377 - 2688,5 = 2688,5 Н

Плоскость смещения валов:

?M_B=0; 120+F_м

= - = - 1613,1 Н

?Y=0; -F_М+=0

= + F_М= 1613,1 + = 3763.9 Н

Максимальные реакции в опорах:

F_А=

F_В=

Расчет эквивалентных нагрузок.

По режиму нагрузки 0 берём величину коэффициента эквивалентности K_Е=1, эквивалентные нагрузки равны реальным.

F_Am= K_E F_А = 1 =1130,24 Н [1,стр.360]

F_Bm= K_E F_B = =7495.2 Н [1,стр.360]

F_am= K_E F_а= 1 =1601.45 Н [1,стр.360]

Определение параметра «e». [1,стр.360]

e = 0.27

Определение параметра e и коэффициентов радиальной и осевой нагрузки X и Y:

е = 0,27

V = 1 - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца) [2, стр.358]

Определение эквивалентной динамической нагрузки [2,стр.358]

[2, стр.358]

= 1 - температурный коэффициент (при t до 100^оС) [2, стр.358]

В опоре B подшипник нагружен больше.

Определим ресурс более нагруженного подшипника. [2, cтр.358]

a₁ =1 - коэффициент долговечности [2, стр.357]

a₂₃ = 0,75 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (для шарикоподшипников) [2, таб. 16.3, cтр.357]

- эквивалентная динамическая нагрузка.

С = 43.6 kH - базовая динамическая грузоподъемность.

Р = 3 - для шарикоподшипников [2, cтр.357]

n = 70 об/мин. - частота вращения вала.



5. Расчет шпоночного соединения

Соединение с призматической шпонкой проверяем по напряжениям смятия, т.к. шпонка стандартная.

[1, ф.6.1,с.92]

Т = 612,2 Нм - момент на тихоходном валу редуктора

h = 9 мм - высота шпонки

b = 14 мм -ширина шпонки

d_к = 56 мм - диаметр вала под зубчатым колесом

d = 45 мм - диаметр вала в месте посадки муфты

lp = 66 мм - длина шпонки под зубчатым колесом

l₂ = 56 мм - длина шпонки в месте посадки муфты

[_см] = 160 МПа -при посадке с натягом [1. с.94]

Проверяем соединение тихоходного вала с червячным колесом [1, ф.6.1, с.92]

Проверяем соединение тихоходного вала с муфтой [1,ф.6.1,с.92]



6. Расчет болтового соединения

Производим расчет самого нагруженного болта.

Исходные данные:

Болт

Материал болта: сталь 35Х [2, стр.54]

Количество болтов: z = 2 шт.

Нагрузка на крышку: F_t =5377 Н;

F_M=2150,8 Н; Расчет нагрузки, приходящейся на один болт:

[1, ф.1.38, стр.47]

Необходимое усилие затяжки:

[1, ф.1.28, стр.42]

- коэффициент затяжки

Сила в болте, возникающая под действием внешней нагрузки:

Н [1, ф.1.36, стр.44]

= 0.25 - коэффициент внешней нагрузки

Запас прочности по переменным напряжениям:

, ф.1.34, стр.44]

= 0.1 - коэффициент чувствительности материала болта к асимметрии цикла напряжений [1, стр.44]

_-1 = 280 МПа - предел выносливости материала болта [1, таб.1.1, стр.54]

К = 3,5 - эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе для углеродистых сталей [1,стр.44]

[S] = 3 - неконтролируемая затяжка [1, таб.1.2, стр.55]

Полное переменное с амплитудой напряжение в болте.

[1, ф.1.33, стр.43]

Площадь болта по внутреннему диаметру резьбы.

[1, стр.42]

Полное постоянное напряжение в болте.

[1, ф.1.33, стр.43]

Запас статической прочности по текучести. , стр.44]

[S_Т] = 6 - неконтролируемая затяжка [1, таб.1.3, стр.56]

_т=640 МПа - предел текучести материала болта [1, таб.1.1, стр.54].



7. Расчет соединения с гарантированным натягом

1) Зубчатое колесо посажено на вал с посадкой

Принимаем Ra₁=0,8 мкм, R_a2=1,6 мкм. [2, таб. 22.2, стр. 386]

- поправка на смятие микронеровностей; [1, стр. 107]

U_R=5,5(0,8+1,6)=13,2 мкм =>

Принимаем по Ra₅:

Шероховатость поверхности вала Rz₁=4 мкм, отверстия колеса Rz₂=6,3 мкм;

Верхние и нижние отклонения: ES=0,030мм; EI=0мм; es=0,060мм; ei=0,041мм [2, стр. 453, таб. 24.4]

d₁=0мм- диаметр отверстия в пустотелом вале

d₂=86мм- диаметр ступицы

l=78мм- длина ступицы

у_Т=580МПа (Сталь 45) [1, таб.8.7, стр.170]

2) Определим наименьший и наибольший вероятностный натяг в соединении:

3) Определим расчетный натяг: [1, с.107]

- поправка на смятие микронеровностей.

4) Определим коэффициенты жесткости: [2, с.82]

где: м₁=м₂=0,3-коэффициент Пуассона [1, стр.107]

5) Определим удельное давление на поверхность контакта: [1, стр.107]

где: E₁=E₂=2,1·10⁵- модуль упругости

6) Определим усилие запрессовки:

[1, с.106]

где: f=0,2- коэффициент сцепления при прессовании [2, с.88]

K=1,75- коэффициент запаса [1, с.106 Иванов]

7) Проверка прочности зубчатого колеса: [1, с.110]



Рабочая документация

Техническое описание привода

Разработанное изделие индивидуального производства «Редуктор электромеханического привода». В соответствии с техническим заданием частота вращения приводного вала машины 70 об/мин, а рабочий крутящий момент 600 Н*м, вращение приводного вала одностороннее. Характер нагрузки, с которой работает привод: переменная спокойная. Режим нагружения: постоянный. Максимальная нагрузка вследствие преодолимых перегрузок Т_мах/Т=1,6.

Порядок сборки привода, выполнение необходимых регулировочных работ.

Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности: насаживаем на вал зубчатое колесо, втулку для подшипников и сами подшипники. После этого собранные валы устанавливаются в корпус редуктора и заливается масло. Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием вращающегося колеса и стекающим по стенкам крышки и корпуса в картер. Затем на корпус редуктора устанавливается крышка. Центрирование крышки осуществляется с помощью центрирующих штифтов. Затем крышка привинчивается к корпусу редуктор. Следующий этап сборки - регулировка зубчатого зацепления и натяга в подшипниках.

Регулировка зубчатого зацепления осуществляем с помощью регулировочных прокладок, которые устанавливаются под крышки подшипников, затем устанавливают крышки подшипников и завинчивают болты, но не зажимая их. Проворачивая входной вал редуктора, в смотровом окне наблюдаем, как происходит зацепление зубчатых колёс. Для этого на шестернях, по середине, наносим краску, проворачиваем вал, и проверяем пятно контакта по следу стертой краски на зубчатом колесе. Если отпечаток находятся приблизительно по середине зубчатого колеса, то зацепление установлено правильно, если нет, то необходимо переставлять прокладки, находящиеся под крышками вала зубчатого колеса и повторить процедуру регулировки зубчатого зацепления. Регулировка подшипников проводится с помощью набора прокладок, установленных под крышкой. Под крышки подшипников устанавливается набор прокладок и смотрится плавность хода валов. При необходимости прокладки добавляются или убираются.

Техническое обслуживание привода

После первых 120 часов работы, в редукторе следует сменить масло и проверить зацепление. Масло сливают через сливное отверстие в корпусе редуктора, при этом открыв смотровой люк. Систематически необходимо проверять цепь. Следует следить чистотой привода и температурой работы привода в окружающей среде от +10°С до + 30°С Необходимо следить за пожароопасной средой. Срок службы привода при правильной эксплуатации - 0,6510⁴ час.



Список используемой литературы

1. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений /Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 12-е изд., стер. Издательский центр «Академия» 2009. 496 с.

2. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов/ М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. 13-е изд. перераб. М.: Высш. шк.,2010. 408 с. ил.

3. «Атлас конструкций узлов и деталей машин» под редакцией О.А.Ряховского, О.П.Леликова. 2-е издание, переработано и дополненное.: Москва 2009.

Размещено на Allbest.ru

...