Проектирование и расчет привода с одноступенчатым редуктором АТКП. 160305.10.103.ПЗ

Размещено на http://www.allbest.ru/

ГБОУ СПО "Пермский авиационный техникум им.А.Д. Швецова"

Курсовой проект

Проектирование и расчет привода с одноступенчатым редуктором АТКП. 160305.10.103.ПЗ

Преподаватель

Пепеляева С.В.

Студент гр. АД-10-1

Глезденев С.В.

2013

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчёт валов редуктора

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

5. Проверка долговечности подшипника

6. Проверка прочности шпоночных соединений

7. Выбор сорта масла

8. Сборка редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы вычисляют машины, поэтому и технический уровень народного хозяйства в значительной мере определяются уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, транспорте.

В различных отраслях машиностроения применяются редукторы. Редуктор - это зубчатая или червячная передача, которая конструктивно оформлена закрытой, и предназначенная для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор из корпуса, в котором размещают элементы передачи (зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.). В отдельных случаях в корпусе располагаются устройства для охлаждения. Редукторы классифицируются по следующим признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические и т.д.), по относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные), по особенностям кинематической схемы.

Наиболее распространены редукторы горизонтального типа. Могут иметь колёса прямые, косые или шевронные зубья. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. При серийном производстве целесообразней применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Но практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u=6 (u =12,5).



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

P2 = 7,5 кВт; ?передачи = 0,98; n2 = 960(об/мин); u = 2.

Pдв.рас.= P2 / ?общ. = 7,5 / 0,97 = 7,73 кВт;

?мувп = 0,99;

?общ. = ?мувп * ?передачи = 0,99*0,98 = 0,97.

Тип двигателя - 4А132М2У3; nдв.ас. = 2910 (об/мин); Pдв. = 11,0 кВт.

Наименование вала привода	Мощность на валу, кВт	Частота вращения вала, об/мин	Вращающий момент, Н*м
Вал двигателя	P1 = Pдв. = 11,0	n1 = nдв.ас. = 2910	T1 = 9550*P1/n1=36,1
Входной вал редуктора	P2 = 10,89	n2 = 2328	T2 = 44,67
Выходной вал редуктора	P3 = 10,67	n3 = 1164	T3 = 87,54

u2 = 2; u1 = 1,25;

P2 = P1*?мувп = 11*0,99 = 10,89; n2 = n1/u1 = 2910/1,25 = 2328; T2 = 9550*P2/n2 = 44,67;

P3 = P2*?передачи = 10,89*0,98 = 10,67; n3 = n2/u2 = 2328/2 = 1164; T3 = 9550*P3/n3 = 87,54;



2. Расчет зубчатых колес редуктора

Материал шестерни и колеса

Желая получить небольшие размеры редуктора, выбираем для изготовления зубчатых колес сталь 40ХН с термообработкой (учебник - Куклин Н.Г. "Детали машин", таблица 12.1):

Для шестерни - улучшение поковки и закалка зуба ТВЧ до твердости на поверхности зубьев H1 = 48…53 HRC, при диаметре заготовки D ? 200 мм;

Для колеса - улучшение поковки H2 = 269…302 HB в предположении, что наибольшая толщина заготовки колеса S ? 125 мм.

Находим:

H1ср. = 0,5*(48+53) = 50,5 HRC; H2ср. = 0,5*(269+302) = 285,5 HB.

Ориентировочное значение межосевого расстояния, при К = 8:

.



Окружная скорость зубчатого колеса:

Допустимые контактные напряжения.

а) По таблице 12.8:

б) Число циклов нагружения зубьев за всё время работы при n3 = 1:

Шестерни

Колеса

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев, при µ = 0,125:

Шестерни

Колеса

в) Так как NHE1 > NHG1 и NHE2 > NHG2, принимаем коэффициенты долговечности: Zn1 = Zn2 = 1. В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев.

Ra = 0,63…1,25 мкм принимаем ZR1 = ZR2 = 1. По таблице 12.9 принимаем значение коэффициента Zv = 1.

Коэффициент запаса прочности для шестерни [S]H1 = 1,2; для колеса [S]H2 = 1,1.

г) Определяем пределы контактной выносливости:

Для шестерни

Для колеса

д) Допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Допускаемые контактные напряжения для расчет цилиндрической передачи с непрямыми зубьями:

.



Допускаемые напряжения изгиба.

а) Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе, NDG = 4*106.

б) Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при значениях коэффициента µF: для шестерни при qF = 9, µF1 = 0,016; для колеса при qF = 6, µF2 = 0,038.

Для шестерни:

Для колеса:

в) Так как NFE1 > NFG и NFE2 > NFG, то по условию принимаем коэффициенты долговечности YN1 = YN2 = 1. Полагая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании RZ < 40 мкм, принимаем YR1 = YR2 = 1. При нереверсивной работе YA = 1. Принимаем коэффициент запаса прочности [S]F = 1,7.

г) Определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:

Для шестерни: предполагая, что m < 3мм,

Для колеса:

д) Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни



Для колеса

Коэффициенты нагрузки.

а) Так как по таблице 11.2 назначаем 8 степень точности передачи, затем получаем коэффициенты KHv = 1,05; KFv = 1,09.

б) Принимаем коэффициент ширины венца лоя симметрично расположенного относительно опор колеса: Шba = 0,315.

По таблице 12.3 выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы Значение коэффициента Kw находим по таблице 12.4 для зубчатого колеса, при Тогда значение после приработки зубьев:

Значение коэффициента находим по формуле , при GF = 0,88:



в) Находим значения коэффициентов распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-й степени точности:

г) Находим значения коэффициентов нагрузки при Ka = 1:

Межосевое расстояние.

Принимаем aw = 80мм.

Ширина венца колеса и шестерни.

. Принимаем b2 = 26 мм.

b1 = b2 + 3 = 29мм.

редуктор привод вал подшипник

Нормальный модуль зубьев.



По таблице 11.1 принимаем m = 2 мм.

Угол наклона зубьев и число зубьев колёс.

а) Минимальный угол наклона зубьев.

б) Суммарное число зубьев.

Принимаем 76.

в) Фактический угол наклона зубьев.

г) Число зубьев шестерни и колеса.

Z2 = ZУ - Z1 = 50.

Фактическое передаточное число.

Погрешность 4% допускается, принимаем u = uф = 1,92.

Проверочный расчет на контактную прочность.



Силы в зацеплении.

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Проверочный расчёт на прочность при изгибе.

а) Эквивалентное число зубьев.

Шестерни

Колеса



б) По таблице 13.1 при x=0, коэффициенты формы зуба равны: YFS1 = 3,8; YFS2 = 3,6.

в) Коэффициент, учитывающий наклон зуба

г) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yе = 0,65.

д) Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зуба.

Шестерни

Колеса

Основные геометрические размеры передачи.

Шестерня:

Делительный диаметр

Принимаем d1 = 55 мм.

Диаметр вершин da1 = 59 мм.

Диаметр впадин df1 = 50 мм.

Колесо:

Делительный диаметр

Принимаем 105 мм.

Диаметр вершин da2 = 109 мм.

Диаметр впадин da2 = 100 мм.

Межосевое расстояние

Пригодность заготовок шестерни и колеса.

Шестерня

Dзаг. = da1 + 6 мм = 65 мм < 200 мм.

Для конструкции колеса с выемками толщина сечения заготовки

S = 0,4*b2 = 10,4 мм.

Или Sзаг. = 8*m = 16 мм,

что меньше [S] =125 мм.

Условия пригодности колёс выполнены.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Принимаем [фк] = 25 МПа.

Диаметр вала шестерни



Диаметр вала колеса

Принимаем: dв1 = 21 мм; dn1 = 29 мм; dв2 = 28 мм; dn2 = 33 мм; dk2 = 38 мм.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом d1 = 55 мм; da1 = 59 мм; b1 = 31 мм.

Колесо кованое d2 = 105 мм; da2 = 109 мм; b2 =26 мм.

Диаметр ступицы

dст = 1,6*dk2 = 60,8 мм.

Длина ступицы

Lст = (1,2…1,5)*dk2 = 45,6…57 мм.

Принимаем Lст = 48 мм.

Толщина диска

C = 0,3*b2 = 7,8 мм.



Принимаем C = 8 мм.

Толщина обода

д0 = (2,5…4)*mn = 5…8 мм.

Принимаем д0 = 8 мм.

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки.

д = 0,025*aw + 1 = 3 мм.

Принимаем 8 мм.

д1 = 0,02*aw + 1 = 2,6 мм.

Принимаем 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и пояса крышки.

Толщина верхнего пояса корпуса и корпуса крышки.

b = 1,5* д = 12 мм.

b1 = 1,5* д1 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса.

p = 2,35* д = 18,8 мм.

Принимаем p = 20 мм.

Диаметры болтов.

Диаметр фундаментальных болтов.

d1 = (0,03…0,036)*aw + 12 = 14,4…14,88 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d2 = (0,7…0,75)*d1 = 11,2…12 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом.

d3 = (0,5…0,6)*d1 = 8…9,6 мм.

Принимаем болты с резьбой М10.

5. Проверка долговечности подшипника

Реакции опор:

В плоскости xz:

В плоскости yz:



Суммарные реакции:

Ведущий вал.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Из приложения 3 учебника Чернавского С. А. "Курсовое проектирование деталей машин" намечаем радиальные шарикоподшипники 304.

d = 20 мм; D = 52 мм; B = 15; r = 2 мм; C = 15,9 кН; C0 = 7,8 кН.

Эквивалентная нагрузка

Отношение

Отношение

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч.

Ведомый вал.

Несёт такие же нагрузки, как и ведущий вал, подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шарикоподшипники 305.

d = 25 мм; D = 62 мм; B = 17; r = 2 мм; C = 22,2 кН; C0 = 11,4 кН.

Эквивалентная нагрузка

Отношение

Отношение

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пащов и длины шпонок - по ГОСТ 2360-78 (Таблица 8.9. Учебник - Чернавский С.А. "Курсовое проектирование деталей машин"). Материал шпонок - сталь 25 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле:



Допускаемые напряжения смятие при стальной ступице [усм] = 100…120 МПа.

Ведомый вал: d = 28 мм; b*h = 8*7; t1 = 4; t2 = 3,3; фаска S = 0,25x45є; lст = 48; lшп = 40; T = 87,54 кН.

усм = 65,13 МПа < [усм].

Ведущий вал: d = 21 мм; b*h = 6*6; t1 = 3,5; t2 = 2,8; фаска S = 0,25x45є; lст = 48; T = 44,67 кН.

усм = 50 МПа < [усм].

Условие прочности усм < [усм] выполнено.

7. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 * 11 = 2,75 дм³.

По таблице 10.8 (Чернавский С.А. "Курсовое проектирование деталей машин") устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уН = 630 МПа и х = 5,5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 40*10-6 м²/с. По таблице 10.10 того же учебника принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75*). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1(см. таблицу 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.



8. 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 80-100єC;

В ведомый вал закладывают шпонку 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 поворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпону, устанавливают звёздочку и закрепляют её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного 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.



Заключение

При работе над курсовым проектом я научился проектировать основные конструктивные элементы привода цилиндрическим одноступенчатым косозубым редуктором, работать со справочной литературой, стандартами и нормами. Также я закрепил теоретические навыки, полученные мною на ранее изученных дисциплинах, и применил их на практике.

В спроектированном редукторе учтены требования ГОСТов и ЕСКД. Также он отличается простотой конструкции, сборки и эксплуатации. Редуктор имеет следующие параметры: р2 = 11.0 кВт, n2 = 2328 об/мин, u = 2,5. Редуктор имеет следующие габариты: 504*248*229 мм.



Список использованной литературы

1. Куклин Н.Г. "Детали машин", М., Илекса, 1999 г.

2. Чернавский С.А. "Курсовое проектирование деталей машин", М., Машиностроение, 1987 г.

3. Боков К.Н. "Атлас деталей машин", М., Машиностроение, 1994 г.

4. Шейнболит А.Е. "Курсовое проектирование деталей машин", М., Высшая школа, 1991 г.

5. Эрдеди А.А. "Детали машин", М., Высшая школа, 2001 г.

Размещено на Allbest.ru

...